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Die Erfindung betrifft ein Verfahren, eine Vorrichtung und deren Verwendung zum
Betrieb eines Kraftfahrzeuges, insbesondere mit einem Antriebsmotor, einer
Kupplung und/oder einem Getriebe im Antriebsstrang, insbesondere mit einem
elektronischen Kupplungsmanagement und/oder mit einer ASG-Ansteuerung.
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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.
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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 Schaltgetriebe (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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Das Getriebe ist als z. B. Stufenwechselgetriebe ausgestaltet, wobei die
Übersetzungsstufen mittels eines Schalthebels 18 gewechselt werden oder das Getriebe
mittels dieses Schalthebels 113 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.
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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.
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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 nichtbetätigtem 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.
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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
Sehalter, 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.
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Eine mögliche Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann z. B. wenigstens
eine Sollbruchstelle im Ausrücksystem der Kupplung zur Schadensbegrenzung,
vorzugsweise bei Überlast, betreffen.
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Insbesondere bei SAC-Kupplungen kann ein Anschlag vorgesehen sein, der die
Kupplung und den Zentralausrücker gegen Überwege schützen soll. Es hat sich
gezeigt, dass insbesondere durch zunehmenden Verschleiß, durch
Temperatureinwirkung, durch Ausdehnung der Fluidsäule oder auch durch Aufpumpen der
Fluidsäule, sich die Wahrscheinlichkeit erhöht, dass der Anschlag erreicht wird.
Der Druck in der Übertragungsstrecke wird nicht sprunghaft steigen, sondern im
Rahmen der Systemelastizität. Die Höhe der Pedalkraft kann durch den Fahrer
vorgegeben werden und deshalb nur grob vorhergesagt werden. Dadurch wird
entschieden, ob eine ungewollte Nachstellung der Kupplung, eine Zerstörung des
Zentralausrückers oder auch ein Bersten des Geberzylinders (GZ) erfolgt.
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In der nachfolgenden Tabelle werden für ein vorbestimmtes Fahrzeug beispielhaft
Kräfte im Ausrücksystem angegeben:
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Ein derartiges Ausrücksystem kann normalerweise mit Drücken von ca. 25 bar
betrieben werden kann. Jedoch ist es möglich, dass dieser Wert bis auf mehr als
das zehnfache ansteigen kann, sodass dies zu gefährlichen Situationen führen
kann. Insbesondere ein Platzen des Geberzylinders bei einem Berstdruck der
größer 120 bar liegen kann, ist als kritisch einzustufen.
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Demzufolge kann mit der hier vorgestellten Erfindung ein Überlastungsschutz,
insbesondere in der Übertragungsstrecke vorgesehen werden, welcher bei
Überlast zu einem definierten ungefährlichen Ausfall des Ausrücksystems führen kann.
Beispielsweise kann dieser Überlastungsschutz in der Anordnung einer
geeigneten Sollbruchstelle, vorzugsweise in der Übertragungsstrecke des
Ausrücksystems, vorgesehen sein.
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Besonders vorteilhaft ist es, wenn wenigstens eine Sollbruchstelle im Bereich der
Verbindungsstelle zwischen dem Geberzylinder und der Leitung vorgesehen wird.
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Beispielsweise bei einer Schnellverbindungskupplung, welche vorzugsweise aus
verschiedenen Steckverbindungselementen sowie aus wenigsten einem
Halteelement besteht, kann wenigstens eine geeignete Sollbruchstelle vorgesehen
werden. Insbesondere kann bei einer Wirkfläche von ca. 100 mm2 zwischen den
Steckverbindungselementen eine Kraft von ca. 100 N auf das Halteelement
wirken. Demzufolge kann es sich anbieten, dass bei dem Halteelement eine
Sollbruchstelle vorgesehen wird. Dies kann z. B. dadurch vorgesehen sein, dass das
Halteelement aus einem geeigneten Material, wie z. B. aus Kunststoff oder
dergleichen, hergestellt wird, sodass an dieser Stelle ein gezielter Ausfall des
Ausrücksystems herbeigeführt werden kann. Selbstverständlich kann die
Sollbruchstelle auch an anderer geeigneter Stelle bei dem Übertragungssystem
vorgesehen sein. Als Steckverbindungselemente können z. B. sogenannte männliche und
weibliche Steckverbinder verwendet werden.
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Es ist auch denkbar, das wenigstens eine Sollbruchstelle an der Pedalanlage, bei
der Anbindung des Pedals zum Geberzylinder und/oder bei der Anbindung des
Geberzylinders zur Karosserie des Fahrzeuges vorgesehen wird.
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Eine andere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine Neuentwicklung
eines Aktors der automatisierten Kupplung, insbesondere des elektronischen
Kupplungsmanagements, betreffen.
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Beispielsweise kann für einen derartigen Aktor ein Zugmittelgetriebe zur
Erzeugung der Hubbewegungen verwendet werden. Als vorteilhafte Eigenschaften sind
insbesondere ein geringer Bauraumbedarf, ein geringer konstruktiver Aufwand
und eine gute Anpassungsfähigkeit der Übertragungsfunktionen zu nennen.
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Derartige Zugmittelgetriebe können vorzugsweise für den Antrieb des Stellers
und/oder für das Aufbringen der Kompensations- bzw. der Anpresskraft für eine
zugedrückte Kupplung eingesetzt werden. Neben Getrieben mit konstanter
Übersetzung können selbstverständlich auch Getriebe mit nicht linearen Eigenschaften
vorgesehen werden.
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Es hat sich gezeigt, dass auf Grund der Biegsamkeit der Zugmittel derartiger
Getriebe das Umschlingen von Rädern in vorteilhafter Weise zugelassen wird.
Dadurch kann eine Umwandlung von Momenten in Zugkräfte oder auch umgekehrt
(Rotations-Translations-Wandlung) sowie eine Änderung der Bewegungsrichtung
und/oder der Geschwindigkeit (Übersetzung) ermöglicht werden. Die Übersetzung
kann hierbei durch die Größe des wirksamen Hebelarmes bestimmt werden.
Durch die Formgebung der Räder kann während der Bewegung eine
Veränderung der Hebelverhältnisse erreicht werden. Somit ist in vorteilhafter Weise eine
Ungleichmäßigkeit der Übersetzung gegeben, d. h. dadurch kann eine nicht
lineare Übertragungsfunktion bei Bedarf realisiert werden.
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Es ist zu berücksichtigen, dass die Zugmittel in der Regel nur Zugkräfte
übertragen können und das jederzeit ein Kontakt von Zugmittel und Rad gewährleistet
sein sollte.
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In Fig. 2 werden verschiedene Anordnungen a)-c) von Zugmitteln schematisch
angedeutet. Bei der Variante a) in Fig. 2 wird eine gestellfeste Rolle mit
umschlingendem Seil bzw. Band mit konstanter Übersetzung gezeigt. Bei der
Variante b) ist eine Bandscheibe mit einem festen Seifende vorgesehen. In Variante c)
der Fig. 2 ist eine lose Rolle mit beweglichem Rollendrehpunkt dargestellt.
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In Fig. 3 sind mögliche Varianten a)-g) zur Übersetzungsänderung dargestellt.
Insgesamt kann damit durch Änderung der wirksamen Hebelverhältnisse am Rad
eine variable Übersetzung ermöglicht werden. Bei Variante a) in Fig. 3 ist eine
Bandkurve mit einem einseitig festem Band realisiert. In Variante b) ist eine
Bandkurve mit Umkehrlage der Übertragungsfunktion angedeutet. In Variante c) ist
eine exzentrische Kreisscheite vorgesehen, bei der eine volle Umlauffähigkeit der
Scheibe mit periodischer Übertragungsfunktion vorgesehen ist. In Variante d) ist
eine spiralförmige Bandscheibe dargestellt, bei der u. U. kontinuierlich
veränderliche Übersetzungen über mehrere Umdrehungen der Scheibe ermöglicht werden.
In Variante e) ist eine spiralförmige Wicklung durch Überlagern des Zugmittels auf
der Rolle angedeutet. In Variante f) ist ein Band mit u. U. variierender Breite
zwischen zwei Scheiben mit wechselndem Zwischenraum vorgesehen, wobei
Kegelscheiben oder andere konvexe Formen möglich sind, (n Variante g) ist ein Band
zwischen Scheiben mit veränderlichem Abstand dargestellt, wobei z. B. dies durch
Kurvengetriebe, Gewindespindeln oder ähnlichem realisiert werden kann.
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Es ist auch möglich, dass als Zugmittelgetriebe zur Realisierung der
Hubbewegungen ein Zugseil auf eine Seilscheibe aufgewickelt wird. Des weiteren kann
auch eine Seilscheibe von zwei Seilen, beispielsweise wechselsinnig,
umschlungen werden, sodass bei beiden Drehrichtungen der Scheibe an je einem Seilende
eine Zugkraft ausgeübt werden kann. Bei diesen Aufbauvarianten kann z. B. ein
Schneckenradgetriebe zum Antrieb der Seilscheibe verwendet werden. Die
Scheiben können konstante Radien aufweisen und vorzugsweise zentrisch z. B.
am Gestell fest gelagert sein, wobei es sich dann um Hubgetriebe mit konstanter
Übersetzung handelt. Zur Kompensation dieser Aufbauvarianten kann ein
Mechanismus eingesetzt werden, welcher mit nicht linearen Übersetzungen auf das
Schneckenrad des Antriebes wirken kann.
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Auf Grund der genannten Eigenschaften von Zugmittelgetrieben kann diese
Anwendung z. B. dazu genutzt werden, dass die Übertragungsfunktion in einem
Hubgetriebe an die Kraft-Weg-Kennlinie der Kupplung geeignet anzupasst wird,
dass die Kraftwirkung einer Kompensationsfeder über den Bewegungsbereich
variiert wird, und/oder dass für eine zugedrückte Kupplung die Wirkung einer
Anpressfeder über den Bewegungsbereich konstant gehalten wird.
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Als Zugmittel können beispielsweise Seile, einzelne Drähte, Spiralen, Schläuche,
Bänder, Ketten, Riemen oder andere biegsame insbesondere in Querrichtung
flexible Elemente eingesetzt werden.
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Je nach Wahl des Zugmittels können verschiedene Teilaufgaben gelöst werden,
wie z. B. eine Zwangslaufsicherung durch Formschluss (Zahnriemen oder Ketten)
bzw. durch Kraftschluss (Keilriemenarten). Darüber hinaus sind weitere Aufgaben,
wie z. B. Ersteinstellung und Nachstellungen realisierbar.
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Gemäß einer möglichen Variante der vorliegenden Erfindung kann ein Aktor mit
Bandgetriebe zur Kompensation mit Umkehrlage der Federanlenkung vorgesehen
sein, wie dies in Fig. 5 schematisch dargestellt ist. Dabei kann der Motor (1) ein
linear übersetztes Getriebe, welches aus einer Schnecke (2), einem
Schneckenrad (3) mit einem Ritzel (4) und einer Zahnstange (5) besteht, antreiben. Das
Schneckenrad und das Ritzel können ein gemeinsames Teil bilden, d. h. diese
Teile verwenden die gleiche Stirnverzahnung. Die Schneckenradwelle kann für
eine Hubbewegung um ca. 180° gedreht werden und bewirkt über das Ritzel
somit die Verschiebung der Zahnstange.
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An dem Schneckenrad kann sich seitlich eine Scheibe (6) befinden, um die ein
Band (7) oder auch ein Seil oder ein Riemen oder dgl. gelegt ist. Auf das freie
Ende des Bandes kann eine Schraubenfeder (8) mit konstanter Steifigkeit wirken.
Das Band bzw. Seil kann durch eine Rolle (9) derart gelenkt werden, dass keine
Querkräfte auf den Schieber der Federanlenkung wirksam werden und somit
keine Reibwirkungen auftreten. Durch die Formgebung der Bandscheibe, d. h. die
Kurve der Stirnfläche, ist es möglich, dass eine Anpassung des
Kompensationskraftverlaufes erreicht wird. Auf Grund des Abtriebsweges der Zahnstange bzw.
der Winkelstellung des Schneckenrades kann ein Moment mit veränderlicher
Größe auf das Schneckenrad und weiter auf die Zahnstange übertragen werden.
Durch die Form der Bandscheibe kann der wirksame Hebelarm seine
Orientierung bei der Bewegung verändern. Es wird somit eine Umkehr der
Momentenwirkung erreicht (Lage über Totpunkt). Die Schneckenradwelle muss hierfür derart
ausgestaltet werden, dass die Achslinie durchbrochen wird. Eine Lagerung in der
Art einer gekröpften Welle kann ebenso vorgesehen sein.
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Eine andere Variante der vorliegenden Erfindung kann einen Aktor mit
Bandgetriebe für das Übersetzungsgetriebe und zur Kompensation beschreiben, wie dies
in Fig. 6 schematisch dargestellt ist. Der Motor (1) treibt dabei ein
Schneckenradgetriebe (2) an. Das Schneckenrad wird für eine Hubbewegung um ca. 180°
gedreht. An dem Schneckenrad können sich zwei Bandscheiben (3) befinden.
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Eine erste Bandscheibe ist Teil des Übertragungsgetriebes. Das zugehörige Band
(4) wird durch eine Umlenkrolle (5) geführt und dient mit seinem freien Ende als
Abtrieb. Durch die Form der Bandkurve kann eine Anpassung der
Übertragungsfunktion des Getriebes erreicht werden, wobei z. B. eine exzentrische Scheibe mit
konstanter Krümmung oder auch ein beliebiges konvexes Profil möglich ist. Bei
hohen Verfahrgeschwindigkeiten des Getriebes in einer Richtung kann bei
verzögertem Nachrücken des Abtriebes ein Abheben des Bandes möglich sein. Das
Sichern des insbesondere straffen Anliegens des Bandes an der Scheibe kann für
diesen Fall durch eine geeignete Einrichtung, wie z. B. einem Bandstraffer, einem
federnden Hebel, einer Rolle, oder durch Reduzierung der Fahrgeschwindigkeit in
Abhängigkeit von der Bandkraft erreicht werden.
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Eine zweite Bandscheibe (6) am Schneckenrad dient mit dem Band (7), der
Führungsrolle (8) und der Feder (9) der Kompensation und besitzt hierfür eine
Bandkurve mit entsprechender Form. In Fig. 6 ist eine Ausgestaltung vorgesehen, bei
der ein Ausgleich der abnehmenden Federkraft durch einen zunehmenden
wirksamen Hebelarm vorgesehen ist.
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Eine weitere Variante der hier vorgestellten Erfindung kann einen Aktor mit
Bandgetrieben für das Übersetzungsgetriebe und zur Kompensation mit einer
gemeinsamen Bandscheibe für beide Getriebe vorsehen, wie dies auch in Fig. 6
schematisch dargestellt ist. Die Funktionsweise des Getriebes entspricht prinzipiell der
Anordnung der vorbeschrieben Variante gemäß Fig. 6. Eine weitere
Vereinfachung des Aufbaus kann durch eine gemeinsame Nutzung einer Bandscheibe für
beide Funktionen, d. h. für die Übersetzung und die Kompensation, vorgesehen
sein. Hierfür können beide Bandgetriebe entweder unterschiedliche Abschnitte
der Mantelfläche (bei 180° Drehwinkel möglich), verschiedene Anlenkrichtungen
und Richtungssinne und/oder einen Kompromiss einer gemeinsamen Kurvenform
aufweisen. In der in Fig. 7 gezeigten Variante werden durch die Umlenkrollen
unterschiedliche Abschnitte der Mantelkurven mit entsprechenden Anlenkwinkeln
(-90°) genutzt.
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In Fig. 8 wird eine weitere Variante der hier vorgestellten Erfindung schematisch
dargestellt, bei der der Aktor Zugmittelgetriebe für das Übersetzungsgetriebe und
für die Anpressfeder aufweist, wobei beiden Getrieben eine lose Rolle zugeordnet
ist. Durch den Antriebsmotor (1) wird ein Schneckenradgetriebe (2) betätigt.
Seitlich am Schneckenrad kann sich eine Rolle (3) (u. U. zwei getrennte Rollen)
befinden, welche exzentrisch zum Schneckenrad mit einem Wälzlager (4) gelagert
sind. Die Rolle ist auf zwei Seiten von je einem Seil umschlungen. Jeweils ein
Seilende ist im Gestell festgelagert. Eines der freien Seilenden dient als Abtrieb (5).
Das zweite bewegliche Seilende (6) nimmt die Zugkraft einer im Gestell (7)
abgestützten Feder (8) auf. Durch die Bewegung des Schneckenrades wird die
Rollachse auf einer Kreisbahn bewegt. Hierbei wirkt die Rolle als lose Rolle auf die
beiden Seile, d. h. die freien Seilenden legen ca. den doppelten horizontalen Weg
der Rollachse zurück. Um die Seile in vertikale Richtung zu führen, sind mehrere
Rollen (9) vorgesehen.
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Wenn für beide Seile eine getrennte Rolle vorgesehen wird, kann durch
Verschieben des am Gestell gelagerten Abtriebsseilendes (10) eine Ersteinstellung
ermöglicht werden. Das Schneckenrad ist in beide Richtungen voll umlauffähig. Die
Abtriebsfunktion kann z. B. sinusähnlich sein, wie dies in Fig. 4 angedeutet ist.
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Die oben dargestellten Varianten und Ausführungen eines möglichen
Zugmittelgetriebes bzw. eines Teilgetriebes können u. U. einzeln oder auch in neuen
Kombinationen miteinander verwendet werden. Selbstverständlich ist der Einsatz auch
bei anderen Systemkomponenten denkbar.
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Eine andere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann einen Schaltaktor,
insbesonders eines automatisierten Schaltgetriebes, betreffen.
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Es hat sich gezeigt, dass ein Schaltaktor in der Regel über ein definiertes Spiel im
Bereich von 10-20% des Schaltweges von der Neutralstellung bis zu einem
vorbestimmten Gang verfügt.
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Eine vorteilhafte Vereinfachung der Aktorsteuerung kann das Einstellen kraftfreier
Ruheposition vereinfachen. Es wurde festgestellt, dass selbst ein defekter,
spielbehafteter Aktor in Kombination mit einer sogenannten Schaltrastierung im
Getriebe nur geringfügige Funktionseinbussen verursacht. Somit ist bei einem
automatisierten Schaltgetriebe (ASG) nicht unbedingt eine präzise, spielfreie
Positionssteuerung durch den Aktor erforderlich.
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In Fig. 9 ist die Inkrementalposition auf der senkrechten Achse über die
Schaltwellenposition dargestellt. Im Idealfall ergibt sich eine Diagonale. Bei einer
Kraftaufprägung treten entsprechend der Schaltelastizität Abweichungen von der
Diagonalen auf. Demzufolge kann in Fig. 9 das vorliegende Spiel bei dem
Schaltaktor quantifiziert werden. Es entspricht danach etwa ± 2 mm.
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Ein derartiger spielbehafteter Aktor funktioniert nur mit geringen Einschränkungen,
welches auf die hier erfindungsgemäß vorgesehene Rastierung zurückzuführen
ist. Danach werden die Gänge durch den spielbehafteten Aktor quasi
eingeworfen, wobei das "Fangen" und "Halten" durch die vorhandene Rastierung
ermöglicht wird. Ein derartiges Aktorkonzept weist den Vorteil auf, dass das Problem der
kraftfreien Einstellung der Ruhelage und der dafür notwendigen Ruhelagen-
Adaptation gelöst wird.
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Eine weitere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann eine
Parkfunktion, insbesondere bei einem automatisierten Schaltgetriebe betreffen.
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Üblicherweise verfügen automatisierte Getriebe-Systeme über einen Wählhebel
mit dem entweder der Gang manuell gewählt oder aber der Modus eingestellt
wird. Der Wählhebel kann bei verschiedenen Fahrzeugen unterschiedlich
ausgeführt werden. Jedoch verfügen alle Fahrzeuge über einen Modus N. Dieser
Modus steht für Neutral, d. h. in diesem Modus wird die Neutralstellung bei einem
automatisierten Schaltgetriebe eingelegt. Das bedeutet, dass das Fahrzeug in
diesem Modus keine Parkfunktion aufweist und somit das Fahrzeug unbeabsichtigt
bewegt werden kann.
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Des weiteren ist der Fall denkbar, dass das Fahrzeug im Neutralmodus abgestellt
wird, aber anschließend der Wählhebel unbeabsichtigt in eine andere Stellung
gebracht wird, sodass der Fahrer beim Verlassen des Fahrzeuges annehmen
könnte, dass ein Gang eingelegt ist, obwohl dies nicht der Fall ist.
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Um diese vorgenannten Situationen zu vermeiden, ist gemäß der hier
vorgestellten Erfindung vorgesehen, dass die Parksperre auch im Modus N, also in der
Neutralstellung, vorgesehen wird. Dazu kann bei vorbestimmten Situationen ein
Gang z. B. der 1. Gang eingelegt werden. Dabei sollten folgende Bedingungen
berücksichtigt werden, damit in der Neutralstellung ein Gang eingelegt werden
darf:
Zündung aus
2. Motordrehzahl gleich null
3. Getriebedrehzahl gleich null.
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Weiterhin kann als Bedingung vorgesehen werden, dass die genannten
Bedingungen für ein vorbestimmtes Zeitintervall vorliegen, bevor ein Gang eingelegt
werden kann.
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Die Parkfunktion kann z. B. deaktiviert werden, d. h. der Gang kann
herausgenommen werden, wenn die Zündung eingeschaltet ist, die Betriebsbremse
getreten wird und/oder sich der Wählhebel in der Stellung N befindet. Nur in diesen
Fällen ist überhaupt eine Anlasserfreigabe vorgesehen. Es kann sinnvoll sein, die
Parkfunktion dahingehend zu erweitern, dass die Parkfunktion unabhängig von
der Stellung des Wählhebels immer dann aktiviert wird, wenn die oben genannten
Bedingungen erfüllt sind.
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Der erste Gang kann insbesondere auch dann eingelegt werden, wenn sich der
Wählhebel beim Abstellen des Fahrzeuges in der Stellung R (Rückwärtsgang)
befindet und dieser nicht eingelegt werden kann, weil die Zähne der Zahnräder
genau aufeinander stehen. Somit wird die Parkfunktion sicher aktiviert und das
Wegrollen des Fahrzeuges verhindert.
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Eine andere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine erweiterte
Parksperrfunktionalität betreffen. Insbesondere bei der Steuerung des elektronischen
Kupplungsmanagements kann eine sogenannte Parksperrfunktion realisiert
werden. Mit Hilfe dieser Funktion kann die Kupplung geschlossen werden, sobald die
Steuerung den Zustand "Zündung aus" erkennt. Durch die geschlossene Kupplung
kann das Fahrzeug bei eingelegtem Gang gegen Wegrollen gesichert werden.
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Es hat sich gezeigt, dass bei einem Anhaltevorgang, bei dem die Zündung bereits
ausgeschaltet ist und das Fahrzeug noch nicht steht, das Schließen der Kupplung
extrem unkomfortabel vorgenommen wird, weil der Motor quasi angeschleppt
wird. Demzufolge kommt das Fahrzeug stotternd zum Stehen.
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Demnach kann gemäß der vorliegenden Erfindung vorgesehen werden, die
Bedingungen für die Parksperrfunktion geeignet zu erweitern, um die vorgenannten
Situationen zu vermeiden.
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Es kann z. B. vorgesehen sein, dass die Kupplung nur dann geschlossen werden
darf, wenn zusätzlich zur Bedingung "Zündung aus" z. B. folgende Bedingung
ebenfalls erfüllt ist:
n-Getriebe ≤ Grenzwert,
wobei der Grenzwert vorzugsweise den Wert Null annimmt. Dabei kann
vorgesehen werden, dass die Kupplung unabhängig von der Getriebedrehzahl
geschlossen wird, wenn die Fahrertür geöffnet wird.
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Durch die Bedingung "Getriebezahl gleich Null" kann sichergestellt werden, dass
das Fahrzeug nahezu steht. Demzufolge kann die Kupplung ohne weiteres sehr
schnell bzw. schlagartig geschlossen werden. Dabei kann die Geschwindigkeit
zum Schließen der Kupplung bei der Parksperrfunktion z. B. größer als v =
10 mm/sec sein.
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Selbstverständlich können auch noch andere Bedingungen bei der Betätigung der
Parksperrfunktion berücksichtigt werden.
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Eine weitere Ausgestaltung der hier vorliegenden Erfindung kann eine
Optimierung des Schaltkraftverlaufs, insbesondere bei einem automatisierten
Schaltgetriebe (ASG), vorsehen.
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Es ist möglich, dass bei einem automatisierten Schaltablauf eine zusätzliche
vorgespannte Feder benutzt wird, wie dies auch in Fig. 10 dargestellt ist. Diese
Feder kann während der Synchronisierungsphase gespannt werden, um die in der
Feder gespeicherte Energie nach der Synchronisierung zu verwenden, um die
Endlage möglichst schnell zu erreichen.
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Erst nach dem Synchronisieren wird das System entsperrt. Falls in der Feder
zuviel Kraft gespeichert wurde, kann diese überschüssige Kraft dazu führen, dass
beim Entsperren eine zusätzliche Drehbewegung des Antriebsstranges bewirkt
wird. Zwischen der Schiebemuffe und der Einspurverzahnung entsteht eine
zusätzliche Drehzahl- und Phasendifferenz, welche u. U. zu heftigen Schlägen
zwischen den Zähnen der Zahnräder führen kann, welche sich akustisch durch
entsprechende Geräusche bemerkbar machen können.
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Demzufolge kann gemäß der vorliegenden Erfindung vorgesehen sein, dass die
auf die Schiebemuffe wirkende Kraft beim Entsperren reduziert wird.
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Es ist z. B. möglich, dass eine parallel zur Schaltelastizität angeordnete
Reibeinrichtung verwendet wird, die durch die relative Verschiebung zwischen der
Aktorseite und der Getriebeseite (Verformung der Feder) angesteuert wird, wie dies
auch in Fig. 11 angedeutet ist. Solange eine gewisses Ausmass an Verformung
nicht überschritten wird, wirkt die Reibeinrichtung z. B. nicht. Danach kann ein
Kontakt zwischen einem an einer Seite befestigten Keil und an einem an der
anderen Seite befestigten elastischen Element entstehen, welcher bei weiterer
Verformung der Feder immer stärker an den Keil angepresst wird. Auf diese Weise
entsteht die verformungsabhängige Reibung. Die Form des Keils bestimmt den
Zusammenhang zwischen der Verformung der Feder und der dabei entstehenden
Reibung. Selbstverständlich sind auch andere geeignete konstruktive
Ausgestaltungen der Reibeinrichtung möglich, um die überschüssige Kraft der Feder zu
kompensieren.
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Durch die Reibeinrichtung entsteht eine neue Kennlinie der Feder, welche eine
deutliche Hysterese aufweist. Es wird jetzt mehr Kraft benötigt, um die Feder zu
verspannen, und beim Entspannen der Feder wird im Bereich von hohen Kräften
weniger Kraft an die Schiebemuffe weitergeleitet. Dadurch kann das System
weicher entspannt und die unangenehmen Geräusche vermieden werden.
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In Fig. 12 sind die Kennlinien der Feder ohne und mit der Reibeinrichtung
dargestellt. Die Phasendifferenz zwischen der Schiebemuffe und der
Einspurverzahnung beim Beginn des Einspurens ist zufällig. Deswegen wurde eine Simulation
für verschiedene Phasendifferenzen durchgeführt, die gleich (0.1, 0.2, . . ., 0.9)
multipliziert mit dem Winkel zwischen den Zähnen vorgegeben wird.
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Die dabei sich ergebenden Simulationsergebnisse sind in Fig. 13 dargestellt.
Dabei stellen die einzelnen Säulen die Impulshöhe in der Einheit Ns beim
Zusammenstoßen der Schiebemuffe mit dem Losrad dar. Die grau unterlegten
Impulssäulen stellen jeweils das System mit vorgespannter Feder dar, wobei die
dunklen Säulen die Impulshöhe des Systems mit vorgespannter Feder und
Reibeinrichtung darstellen. Das Verhältnis der mittleren Impulse beträgt etwa 0.68. Die
Federkennlinie mit Hysterese ermöglicht eine Verringerung um ca. 30%.
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Eine weitere Ausgestaltung der hier vorliegenden Erfindung betrifft eine
Entsperrerkennung bei einem Schaltvorgang eines automatisierten Schaltgetriebes (ASG).
Insbesondere kann ein Verfahren zur Entsperrerkennung bei einem ASG-
Schaltvorgang vorgesehen werden.
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Eine in der Synchronstrategie realisierte Entsperrerkennung basiert auf der
Geschwindigkeit des Schaltmotors. Um das Entsperren zu erkennen, muss die
Geschwindigkeit des Schaltmotors zunächst unter eine bestimmte Grenze sinken.
Dadurch wird sichergestellt, dass die Synchronposition tatsächlich erreicht ist.
Wenn danach die Geschwindigkeit wieder über eine zweite Grenze ansteigt,
bedeutet dies, dass die Synchronisierung abgeschlossen und damit entsperrt ist.
Der Zustand wird auf "Einspuren/Endlage anfahren" umgeschaltet.
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Für Kräfte unterhalb der Ansprechschwelle der Schaltelastizität funktioniert diese
Strategie völlig ausreichend und zuverlässig. Oberhalb der Ansprechschwelle der
Schaltelastizität kann die Geschwindigkeit des Schaltmotors aufgrund des
zusätzlich möglichen Weges nicht mehr genau definiert werden. Obwohl die
Schiebemuffe an der Synchronisierung steht, kann der Schaltmotor gegen die
Schaltelastizität loslaufen und so die Entsperrstrategie täuschen.
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Bei der Kraftsteuerung (VH. Status.Mode = R_SOLLWERT_STROM) lässt sich die
Gegenkraft folgendermaßen berechnen:
wobei
Vi = Aktorgeschwindigkeit am letzten Schritt,
Interrupt = die Zeit zwischen den Aufrufen der Routine,
mAktor = J E-Mot i2ges = die auf translatorische Bewegung bezogene Trägheit
des E-Motor
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Das Ziel der Berechnung der Gegenkraftabschätzung ist folgendes Ereignis zu
detektieren:
Der E-Motor bewegt sich gegen sinkende Kraft und die Kraftsenkung während
eines Schrittes oder zweier Schritte ist im Vergleich zur Sollkraft wesentlich
(Entsperren kommt).
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Die Entsperrerkennung anhand der Abschätzung der Gegenkraft wurde im
Rahmen der Funktion WaitSynchron() implementiert. Der Ablauf der
Entsperrerkennung ist der Fig. 14 zu entnehmen.
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Die lokale Variable entsper_koef wird als Maß der Kraftsenkung benutzt, die
Aussage für deren Berechnung wurde aufgrund der Messergebnisse angepasst.
Weitere Details sind aus den Fig. 15 bis 17 zu entnehmen.
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In Fig. 15 wird der Ablauf der Initialisierung dargestellt. Die Verzweigung dient
dazu, den letzten Wert der Sollkraft mit physikalischem Vorzeichen
abzuspeichern, und eine falsche Entsperrerkennung im zweiten Schritt zu vermeiden, weil
der letzte und der vorletzte Wert der Kraftabschätzung noch nicht berechnet
wurde.
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In Fig. 16 wird die Berechnung der Entsperrbedingungen dargestellt. Die erste
Bedingung ist eine redundante Positionsbedingung (Bewegt sich E-Motor in
Richtung Endlage?). Die zweite Bedingung überprüft, ob der E-Motor sich dabei
beschleunigt. Die dritte Bedingung überprüft, ob die Gegenkraftsenkung innerhalb
des letzten Schrittes wesentlich ist (Falls ja ⇐ Entsperrt).
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In der Fig. 17 wird die Speicherung der aktuellen Werte dargestellt. Die Sollkraft
wird mit physikalischem Vorzeichen gespeichert. Die aktuellen Werte werden
gespeichert, um die Berechnung der Kraftabschätzung und der
Entsperrbedingungen im nächsten Schritt zu ermöglichen.
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Die folgenden Fig. 18 bis 20 zeigen Messungen an einem 63 kW Prüftand mit
einem vorbestimmten Getriebe, einem B1 Steuergerät und einem B2 Aktor.
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Dargestellt sind:
VH_ist_x und n_get_s: Weg des Schaltmotors und Getriebeeingangsdrehzahl.
V_EM1 und U_EM1: Geschwindigkeit und Spannung für den Schaltmotor.
F_s, F_VH sol_neu und F_Absch: am Schaltfinger gemessene Kraft,
Kraftvorgabe und Abschätzung der Gegenkraft (bei beiden Wirkungsgrad von 0.7
berücksichtigt).
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Zunächst werden Schaltungen mit geringer Synchronkraft betrachtet. In Fig. 18
ist eine 2-1 Schaltung mit einer Synchronkraftvorgabe von 300 N und einer
Motordrehzahl von 2500 1/min. dargestellt. Die Gegenkraft wird nur im Zustand
"Synchronisieren" berechnet, da diese Abschätzung nur während der
Kraftsteuerung möglich ist. Die Gegenkraft entspricht im wesentlichen der Sollkraft. Nur
Abweichungen der Schaltmotorgeschwindigkeit von Null verursachen
Schwankungen der berechneten Gegenkraft. Das Entsperren auf Seiten der Hardware ist am
Abfall der gemessenen Kraft deutlich zu erkennen. Drei bis vier Interrupts später
sinkt die berechnete Gegenkraft deutlich ab und das Entsperren wird von der
Software erkannt. Mit der Zustandsumschaltung endet die Berechnung der
Gegenkraft und der fetzte Wert bleibt stehen.
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Aus dem Verlauf der Geschwindigkeit des Schaltmotors wird deutlich, dass die
Entsperrerkennung anhand der Geschwindigkeit in diesem Fall mit gleicher
Qualität möglich ist.
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Nun werden Schaltungen mit hoher Synchronkraftvorgabe betrachtet. In Fig. 19
ist eine 2-1 Schaltung mit 800 N Synchronkraftvorgabe dargestellt. Die
Entsperrerkennung beruht auf der Geschwindigkeit des Schaltmotors. Der
Schaltmotor kommt zunächst fast zum Stehen. Die Kraft am Schaltfinger liegt dabei knapp
über der Ansprechschwelle der Schaltelastizität. Beim Umschalten auf die
Kraftsteuerung mit 800 N Zielsynchronkraft kann der Schaltmotor in dem zusätzlichen
Weg, den die Schaltelastizität zulässt, wieder loslaufen. Diese kleine
Geschwindigkeitszunahme reicht aus, die Entsperrerkennung zu täuschen. In der Folge
wird zu früh auf "Einspuren/Endlage anfahren" umgeschaltet und die
Synchronisierung wird mit 14 V am Schaltmotor abgeschlossen.
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Die Entsperrerkennung der in Fig. 20 dargestellten Schaltung beruht auf der
abgeschätzten Gegenkraft und erfolgt zum richtigen Zeitpunkt. Zunächst bleibt der
Schaltmotor wieder bei einer Kraft am Schaltfinger von rund 600 N stehen (Folge
der Begrenzung der Anfahrgeschwindigkeit auf 100 mm/s). Mit Erhöhung der
Sollkraft auf die Zielkraft von 800 N läuft der Motor gegen die Schaltelastizität
wieder los. An der Gegenkraft ist zu erkennen, dass diese Beschleunigung gegen
eine ansteigende Kraft stattfindet und die Synchronisierung also noch nicht
abgeschlossen ist. Erst am Ende der Synchronisierung sinkt die Gegenkraft deutlich
und das Entsperren wird erkannt. Die Überhöhung der Istkraft ist Folge der
zunehmenden Geschwindigkeit, mit der der Schaltmotor die Schaltelastizität
durchfährt und schließlich die Blockstufe erreicht.
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Der Verlauf der Schaltkraft ist in der dargestellten Schaltung noch nicht
zufriedenstellend. Bei der korrekt arbeitenden Entsperrerkennung können aber
Maßnahmen getroffen werden, die diese Überhöhung der Istkraft verhindern. So ist z. B.
eine rampenförmige Steigerung der Kraftvorgabe von der Reibungskompensation
bis zur Zielkraft denkbar. Dadurch kann verhindert werden, dass der Aktor beim
Durchfahren der Schaltelastizität zuviel kinetische Energie aufnimmt.
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Damit kann eine verbesserte Synchronstrategie angegeben werden, um einen
Schaltvorgang bei einem automatisierten Schaltgetriebe (ASG) weiter zu
optimieren. Demzufolge wird die Gegenkraftabschätzung für die Entsperrerkennung
geeignet benutzt, wie dies auch in Fig. 21 dargestellt ist. Der Algorithmus enthält
einen abzustimmenden Parameter K_ENTSPER_KOES. Es kann eine
zuverlässige Entsperrerkennung bei einem Wert des vorgenannten Parameters von 0,2 für
kleine Synchronkräfte und bei einem Wert des vorgenannten Parameters von 0,4
für große Synchronkräfte erreicht werden. Selbstverständlich kann der Parameter
auch andere geeignete Werts annehmen.
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Eine weitere Ausgestaltung dar vorliegenden Erfindung betrifft eine automatisierte
Kupplung und/oder ein automatisiertes Getriebe, insbesondere den Wirkbereich
der automatisierten Kupplung.
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Insbesondere bei einem automatisierten Kupplungssystem mit zugedrückter
Kupplung kann ein Verschließen vorzugsweise dadurch erreicht werden, dass
eine Kraft gegen die Kupplungsfeder aufgebracht wird. Demnach muss bei jedem
Schließvorgang der Kupplung eine entsprechende Kraft aufgebracht werden. Die
entsprechende Kennlinie der Feder steigt dabei idealisiert gegen unendlich. In
Fig. 21 ist beispielhaft eine Federkennlinie für eine zugedrückte Kupplung
schematisch dargestellt.
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Es hat sich gezeigt, dass eine Wegvorgabe in vorbestimmten Bereichen
möglicherweise nicht erreicht werden kann, da die aufzubringende Kraft zu hoch ist.
Wenn der Kupplungsweg über eine Aktorik verstellt wird, kann beispielsweise eine
Wegregelung eine ständige Abweichung zwischen der einzustellenden
Wegvorgabe (Skuppsoll) und dem aktuellen Weg (SkuppIst) vorsehen und deshalb
kontinuierlich der Aktorik Energie zuführen.
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Es ist z. B. möglich, dass sich ein Eintreten in diesen Zustand dadurch vermeiden
lässt, dass die möglichen Bereichsgrenzen entsprechend abgelegt und angepasst
werden. Beispielsweise können zwei mögliche Anpassungsbedingungen genannt
werden. Zum einen ist es möglich, das im normalen Fahrmodus eine Position
nicht erreicht werden kann und ein unerwarteter Stillstand eintritt. Dann wird der
neue maximal mögliche Weg hinterlegt. Zum Vergleich, ob der hinterlegte
maximale Verfahrweg gültig ist, wird ein vorbestimmter Modus eingeleitet, der durch
gezieltes Verfahren den maximal möglichen Weg überprüft und gegebenenfalls
anpasst.
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Es ist auch denkbar, dass dieser Wirkbereich der Verstelleinheit insbesondere
komplett durch ein hinterlegtes Profil, z. B. durch eine Kennlinie oder dgl.,
beschrieben wird. Dies setzt aber voraus, dass jeder Punkt dieser Kennlinie erreicht
werden kann. Beim System mit zugedrückter Kupplung kann es jedoch Bereiche
geben, die nicht erreicht werden können, aber in der Kennlinie trotzdem
beschrieben sind. Der Verstelleinheit könnte deshalb dauerhaft Energie zugeführt werden,
da versucht wird diesen Punkt zu erreichen.
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Deshalb wird beim Eintreten der ständigen Abweichung zwischen dem
einzustellenden Weg und dem aktuellen Weg entweder die Aktorik abgeschaltet, welches
ein Liegenbleiben bedeutet, oder der einzustellende Weg wird auf den aktuellen
Weg korrigiert, um somit ebenfalls eine Ende der Bestromung der Verstelleinheit
zu erreichen. Bei dieser Vorgehensweise geht jedoch die Information über den
tatsächlichen Wirkbereich verloren.
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Eine andere Möglichkeit eine Anpassung des Wirkbereiches für eine
automatisierte Kupplung zu erreichen, kann gemäß der vorliegenden Erfindung dadurch
erreicht werden, dass eine Steuerungsstrategie vorgesehen wird, bei der der
einzustellende Sollbereich nach einem hinterlegten Profil berechnet und anschließend
diese berechnete Position durch im Betrieb festgestellte Grenzen limitiert wird.
Dabei ist es jedoch erforderlich, dass kein Sensorfehler erkannt wird.
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Dies bedeutet, dass zum Vermeiden von einer Überlastung der Aktorik nicht
einstellbare Wege vermieden werden. Insbesondere dadurch das ständig der
maximale reale Wirkweg bekannt und auch gegebenenfalls angepasst wird. In
bestimmten Situationen kann eine Überprüfung des maximalen Wirkweges
vorgenommen werden.
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Diese Steuerungsstrategie beinhaltet zum einen eine Anpassung während des
normalen Verfahrmodus, wenn trotz Energiezufuhr ein Stillstand der Bewegung
erkannt wird und eine ständige Differenz zwischen der Wegvorgabe und dem
realen Weg besteht.
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Eine mögliche Ausgestaltung dieser Steuerungsstrategie ist in Fig. 22 in Form
eines Ablaufdiagramms dargestellt. Bei dieser Ausgestaltung wird zunächst ein
neuer einzustellender Wirkweg (SkuppSoll) ermittelt und dieser danach mit den
hinterlegten Bereichsgrenzen verglichen. Bei Überschreiten der Grenzen kann der
Wirkweg dadurch limitiert werden. Anschließend wird die Aktorik entsprechend
verfahren. Sobald ein vorzeitiger Stillstand auftritt, kann die Position, bei der
dieser Stillstand auftritt, als neue Bereichsgrenze abgelegt werden.
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In Fig. 23 ist der Signalverlauf für das Ausführungsbeispiel in Fig. 22
schematisch dargestellt.
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Des weiteren wird zur Anpassung an den Wirkbereich ein bestimmter
Betriebsmodus eingeleitet. In diesem Modus wird der Wirkbereich durchfahren und somit
bestimmt, wie dies auch bei dem zweiten Ausführungsbeispiel in Fig. 24
vorgesehen ist. Demnach ist im Fig. 24 eine alternative Ausgestaltung für einen Ablauf
zur Anpassung in einem speziellen Modus dargestellt.
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In Fig. 25 ein zweites Ausführungsbeispiel für den Signalverlauf zum Anpassen
in einem speziellen Modus schematisch angedeutet. In diesem Modus wird der
Wirkbereich ausgeweitet.
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Es könnte zur Erkennung des Anschlages vorgesehen sein, dass die
vorgeschlagene Steuerstrategie eine Strommessung durchführt. Selbstverständlich sind
auch andere Möglichkeiten bzw. Maßnahmen zur Erkennung des Anschlages
denkbar.
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Beim Schließen der Kupplung kann nach dem ersten erkannten Stillstand die
Energiezufuhr erhöht werden, um steigende Gegenkräfte zu kompensieren. Falls
das Vertrauen in die aktuelle Stellerposition nicht ausreichend ist, kann
vorgesehen werden, dass in Abhängigkeit der Bereichsgrenzen die Energiezufuhr
beschränkt wird. Beispielsweise könnte bei einer aktuellen Position, welche sich nur
bis auf wenige Prozent von dem Bereichsgrenzwert unterscheidet, die
Energiezufuhr stark reduziert werden.
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Besonders vorteilhaft ist bei der vorgeschlagenen Steuerstrategie gemäß der hier
vorliegenden Erfindung, dass bei Stillstand der Wirkbewegung trotz Energiezufuhr
die Aktorik nicht abgeschaltet wird, sondern die Bereichsgrenzen derart
angepasst werden, dass die Aktorik nicht in Bereiche verfahren wird, in denen diese
abgeschaltet werden muss.
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Diese vorgeschlagene Steuerstrategie kann unter anderem bei der Steuerung des
elektronischen Kupplungsmanagement einer automatisierten Kupplung und/oder
bei der Steuerung eines automatisierten Schaltgetriebes zum Einsatz kommen.
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Eine andere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann eine geeignete
Drehwinkelvergrößerung bei dem Schaltmotor, insbesondere eines
automatisierten Schaltgetriebes, vorsehen. Insbesondere kann diese Drehwinkelvergrößerung
oberhalb einer vorbestimmten Vorspannung durchgeführt werden.
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Es ist möglich, dass eine Dämpfungseinrichtung zum Abfangen von
Momentenspitzen vorgesehen wird. Beispielsweise kann ein Torsionsdämpfer oder
dergleichen als Dämpfungseinrichtung vorgesehen werden, der eine kleine Steigung
bei hoch vorgespannten Druckfedern aufweist. Selbstverständlich können auch
andere geeignete Dämpfungseinrichtungen vorgesehen werden.
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Nachfolgend werden konstruktive Details der Schaltelastizität beschrieben, wobei
zunächst mit der Krafteinleitung begonnen wird. Das Drehmoment wird vom
Schneckenrad auf die Schaltelastizität übertragen. Hierfür können vorzugsweise
Verzahnungen und Mitnahmeelemente verwendet werden. Diese Elemente
können einteilig oder auch mehrteilig ausgebildet sein.
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Beide Teile können eine Verzahnung, wie z. B. eine Kerb- oder
Evolentenverzahnung, aufweisen, welche axial oder radial angeordnet ist, wie dies in Fig. 26
angedeutet ist. Des weiteren können diese Teile auch mittels einer
Teilwellenverbindung, Polygonverbindung oder Passfederverbindung miteinander verbunden
werden.
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An der Mitnehmerscheibe karin als Erhöhung oder Vertiefung (z. B. durch eine
Bohrung) ein Mitnahmeelement vorgesehen sein. Am Schneckenrad befindet sich
das entsprechende Gegenstück dazu. Die Verbindung kann in axialer Richtung
getrennt werden, wie in Fig. 27 durch die beiden Darstellungen angedeutet ist.
Es ist auch möglich, dass das Schneckenrad und die Mitnehmerscheibe einteilig
ausgebildet sind, wie in Fig. 28 angedeutet ist.
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Zur Erreichung der Elastizität können federnde Elemente vorgesehen werden. Es
ist denkbar, dass z. B. Druckfedern verwendet werden, wobei die Druckfedern
vorzugsweise konzentrisch angeordnet sind und in Umfangsrichtung wirken.
Selbstverständlich ist auch der Einsatz von anderen Federelementen, wie z. B.
Schenkelfedern, Gummielemente, Spiralfedern oder dgl., möglich.
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Die Einzelteile der Schaltelastizität können auf verschiedenste Weise miteinander
verbunden werden. Es ist z. B. möglich, dass eine Rastverzahnung verwendet
wird, bei der die Mitnehmerscheibe und die Gegenscheibe durch eine
entsprechende Anzahl von Nasen mit einem Hinterschnitt verbunden sind und durch eine
entsprechende Verzahnung gegen axiales Lösen gesichert werden, wie in Fig.
29 durch die beiden Einzeldarstellungen und durch die zusammengesetzte
Darstellung angedeutet ist.
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Es ist denkbar, dass z. B. eine einteilige Ausgestaltung vorgesehen ist. Dabei kann
das Ritzel und der Nabenflansch beispielsweise durch Spritzgießen oder dgl. herz
gestellt werden. Die Mitnehmerscheibe und Gegenscheibe kann z. B. durch
entsprechende Anzahl von Nasen mit einem Hinterschnitt verbunden werden, wie in
Fig. 30 angedeutet ist. Dabei ist es möglich, dass die Mitnehmerscheibe und die
Gegenscheibe durch entsprechende Anzahl von Nasen mit einem Hinterschnitt
verbunden sind und dazu gegen ein axiales Lösen geeignet verstiftet sind.
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Es ist auch denkbar, dass eine mehrteilige Ausgestaltung vorgesehen wird, bei
der z. B. das Schneckenrad, die Schaltelastizität und das Ritzel als zweiteilige
Ausführung vorgesehen wird, wie in Fig. 31 angedeutet ist.
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Das Element zur Kraftausleitung kann mit dem Nabenflansch auf verschiedenste
Art und Weisen verbunden sein. Beispielsweise ist es möglich, dass eine
formschlüssige Steckverbindung, ein kraftschlüssiger Querpressverband, eine
Schraubenverbindung, eine Vernietung, eine formschlüssige Verbindung durch
Umspritzen bzw. Eingießen oder dgl. vorgesehen wird. Eine formschlüssige
Verbindung durch Umspritzen bzw. Eingießen ist beispielhaft in Fig. 32 angedeutet.
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Bei der Kraftausleitung kann vorgesehen sein, dass die Betätigungskraft von dem
Nebenflansch auf Elemente der kinematischen Kette übertragen werden. Hierfür
können z. B. Stirn- bzw. Kegelzahnräder verwendet werden. Dabei ist es möglich,
dass ein koaxial, um den Nabenflansch angeordnetes Ritzel vorgesehen wird,
welches in ein Rad, welches den Abtrieb bildet, eingreift. Es ist denkbar, dass bei
dem Rad und/oder bei dem Ritzel die Verzahnung nur zumindest Segmentweise
vorgesehen wird. Die Verzahnung von dem Rad und dem Ritzel können zum
Erreichen einer vorbestimmten Übertragungscharakteristik vorzugsweise als
Unrund-Räder ausgebildet sein. Das Abtriebsrad ist mit weiteren
Betätigungselementen der kinematischen Kette verbunden oder auch mit ihnen einstückig
ausgebildet.
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Hierbei ist es möglich, dass als Stirnzahnrad ein koaxiales, um den Nabenflansch
angeordnetes Ritzel verwendet wird, welches in eine Zahnstange, welche den
Abtrieb bildet, eingreift. Es ist auch möglich, dass ein Planetengetriebe verwendet
wird, welches koaxial zum Nabenflansch angeordnet ist, wobei das Sonnenrad,
das Hohlrad und der Planetenträger mit dem Nabenflansch verbunden ist. Des
weiteren kann auch ein Exzenterhebel als Kurbelschleifenmechanismus
verwendet werden. Der koaxial zum Nabenflansch angeordnete Exzenterhebel kann in
den Abtrieb eingreifen, wobei der Abtrieb als ein Bauteil vorgesehen ist. Der
Exzenterhebel kann z. B. einen Finger aufweisen, mit dem er z. B. in eine Nut des
Abtriebbauteils eingreift. Es ist auch möglich, dass der Exzenterhebel eine Nut
aufweist, in die ein Finger des Abtriebbauteils eingreift.
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Es ist auch denkbar, dass ein Exzenterhebel als Koppelgetriebe vorgesehen wird,
bei dem der koaxial zum Nabenflansch angeordnete Exzenterhebel über ein
Koppelgetriebe auf das Abtriebsglied wirkt. Die Gelenke des Koppelgetriebes können
z. B. als Kugelkopf-Kugelpfanne ausgebildet sein.
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Es ist auch denkbar, dass ein Spindeltrieb verwendet wird, welcher koaxial zum
Nabenflansch angeordnet ist. Die Spindelmutter kann mit dem Nabenflansch
verbunden sein und die Spindel kann den Abtrieb bilden. Selbstverständlich ist auch
eine umgekehrt Anordnung möglich.
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Die Bauteile der Kraftausleitung können z. B. durch Stanzen oder Feinschneiden,
eventuell in Kombination mit (Umformungen, durch Kaltmassivumformungen,
durch Warmumformungen, durch Napf-Tiefziehen, und/oder Sintern hergestellt
werden. Selbstverständlich können auch noch andere Herstellungsverfahren
verwendet werden.
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Die Seitenteile und der Nabenflansch der Schaltelastizität können z. B. aus
Thermoplast, wie z. B. PA, PEEK, PBT, PAA oder dgl., aus Duroplaste, aus Kunststoff
mit Modifikationen für größere Wärmebeständigkeit, aus Kunststoff mit Füllstoffen,
wie z. B. Glasfasern, Kohlefasern oder dgl., hergestellt werden. Des weiteren sind
auch Ausführungen aus Stahl, wie in Fig. 33 gezeigt, oder aus Stahl/Kunststoff,
wie in Fig. 34 gezeigt, möglich. Bei einer Kombination von Stahl und Kunststoff
ist es z. B. möglich, dass der Nabenflansch aus Stahl und die Seitenteile aus
Kunststoff ausgebildet sind.
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Bei der Schaltelastizität können Sonderfunktionen vorgesehen werden. Die
Schaltelastizität kann deshalb Formelemente zur Darstellung dieser
Sonderfunktionen aufweisen. Es ist z. B. möglich, dass die Dichtfläche für einen
Radialwellendichtring beispielsweise aus Kunststoff oder aus Stahl vorgesehen wird, wie dies
bei einem eingespritzten Blechring vorgesehen ist. Des weiteren ist die Aufnahme
einer Dichtung möglich. Darüber hinaus können Lüftungsschlitze zum
Luftdurchlass bei Druckhalteprüfungen vorgesehen werden.
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Es ist auch denkbar, dass Kammern für Schmierstoffdepots verwendet werden.
Schließlich ist es auch möglich, dass Anschlagflächen zur Begrenzung des
Bewegungsbereiches der kinematischen Kette vorgesehen werden, welche z. B. ein
fehlerhaftes Handling vermeiden können.
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Eine andere mögliche Ausführungsform der Schaltelastizität ist in Fig. 35
schematisch dargestellt. Bei dieser Ausführungsform ist die Schaltelastizität in das
Schneckenrad integriert. Aus dem Schneckenrad-Grundmaterial können
Biegefedern und Anschlagelemente ausgebildet werden, wie dies auch in Fig. 35
angedeutet ist.
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Eine andere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann eine Erkennung
der Elastizität der Schaltaktorik bei einem automatisierten Schaltgetriebe-System
vorsehen.
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Es hat sich gezeigt, dass für einen sicheren Betrieb des automatisierten
Schaltgetriebe-Systems die Kenntnis der Elastizität der Schaltaktorik insbesondere in
Schaltrichtung vorteilhaft ist. Diese kann z. B. während einer Inbetriebnahme oder
während des Fahrbetriebes erkannt bzw. gelernt werden.
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Im Rahmen einer Inbetriebnahme sowie im laufenden Fahrbetrieb, insbesondere
bei speziellen Fahrsituationen, kann die Größe der Elastizität der Schaltaktorik
bestimmt werden. Hierzu kann ein Getriebeanschlag angefahren werden und
anschließend durch eine Spannungssteigerung am Getriebemotor von 0 V an, die
resultierende Verdrehung der Ankerwelle analysiert werden. Als Getriebeanschlag
kann vorzugsweise eine Ganggasse dienen, welche eine ausgeprägte Ecke
innerhalb der Getriebegeometrie aufweist.
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Durch das Anfahren eines Getriebeanschlages kann sicher gestellt werden, dass
die resultierende Verdrehung der Ankerwelle durch eine Relativbewegung auf
Grund der Systemelastizität hervorgerufen wurde. Im Getriebe ist durch den
Anschlag keine Bewegung möglich. Durch die Auswertung der Ansteuerspannung
und der relativen Verdrehung können entsprechende Rückschlüsse auf die
Elastizität des Systems vorgenommen werden. Diese Messung kann während einer
Inbetriebnahme, z. B. bei der Endmontage am Ende des Montagebandes oder
während des Fahrbetriebs bei eingelegtem Gang durchgeführt werden. Sofern die
Federkennlinie der Schaltelastizität sich über die Lebensdauer des Systems
verändert, kann durch wiederholte zyklische Messungen z. B. eine Adaption dieser
Werte aufgebaut werden. Selbstverständlich sind auch andere geeignete
Maßnahmen möglich, um die Elastizität der Schaltaktorik zu erlernen.
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Eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine geeignete
Ansteuerung eines Kupplungstellers bei einer automatisierten Kupplung und/oder bei
einem automatisierten Schaltgetriebe vorsehen.
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Es hat sich gezeigt, dass eine Ansteuerung des Kupplungsstellers erforderlich ist,
um diesen in seiner Soll-Position zu halten, welche durch Gegenkräfte bei
verschiedenen Kupplungen beeinflussbar ist.
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Es kann für den Kupplungssteller, insbesondere bei einem elektronischen
Kupplungsmanagement, in vorbestimmten Fahrsituationen eine Mindestbestromung
des Kupplungsstellers durchgeführt werden. Dadurch kann in vorteilhafter Weise
sicher gestellt werden, dass ein Herausdrücken aus der Soll-Position verhindert
wird, auch wenn der Soll-Positionswert erreicht wurde und somit die Lageregelung
abgeschaltet ist.
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Die Höhe der Bestromung kann von den Kräfteverhältnissen im Gesamtsystem
und somit auch von der verwendeten Kupplung abhängen. Um z. B. vorliegende
fertigungsbedingte Streuungen geeignet zu berücksichtigen, kann im Rahmen
einer Inbetriebnahme für einige ausgewählte Punkte der Kupplungskennlinie die
notwendige Bestromung bestimmt werden. Dies kann z. B. dadurch vorgesehen
sein, dass eine bestimmte Position angefahren wird und anschließend die
Lageregelung abgeschaltet sowie eine Mindestbestromung eingeschaltet wird. Sofern
die Soll-Position durch die Gegenkräfte nicht gehalten werden kann, ist es
möglich, diesen Zyklus zu wiederholen, wobei nach dem Abschalten des Lagereglers
die Mindestbestromung erhöht werden kann.
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Diese Prozedur kann solange wiederholt werden, bis eine ausreichend große
Mindestbestromung ermittelt wird, bei der sicher gestellt wird, dass die Soll-Position
auch bei abgeschaltetem Lageregler gehalten werden kann.
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Diese ermittelten Werte können dann für die verwendeten Komponenten
spezifische Daten darstellen und dann während des Fahrbetriebes in Abhängigkeit der
Kupplungsposition verwendet werden.
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Selbstverständlich sind auch andere Maßnahmen zur Bestimmung einer
Mindestansteuerung für den Kupplungsaktor möglich, um ein Herausdrücken aus der Soll-
Position zu verhindern. Diese Maßnahmen sind vorzugsweise bei allen
automatisierten Schaltgetrieben und bei automatisierten Kupplungen in vorteilhafter Weise
einsetzbar.
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Eine andere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann eine
Verwendung von geeigneten Steckern zur Kontaktierung von Schalt- und/oder
Wählmotoren bei der Getriebeaktorik eines automatisierten Schaltgetrieben vorsehen.
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Bei einem automatisierten Schaltgetriebe werden vorzugsweise zwei
Elektromotoren eingesetzt. Dabei kann ein Elektromotor die Wählbewegung und der andere
Elektromotor die Schaltbewegung bewirken. Die Motoren können darüber hinaus
auch noch andere Funktionen, wie z. B. die Betätigung der Kupplung bei einem 2-
Motoren-ASG, erfüllen. Die Verbindung der beiden Motoren zum Steuergerät bzw.
zum Leitungsteil erfordert für beide Motoren im Prinzip die gleiche Verkabelung
und den gleichen Stecker.
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Es hat sich gezeigt, dass bei den Steckern häufig eine Farbcodierung und/oder
eine spezielle Form vorgesehen wird, um Vertauschung bei der Montage
ausschließen zu können. Dabei ist es jedoch möglich, dass Mehrkosten durch die
spezielle Ausgestaltung der Stecker auftreten können und darüber hinaus kann
sich die Montage verlängern.
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Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der vorliegenden Erfindung kann
deshalb vorgesehen sein, beide Stecker und auch ihre Gegenstücke exakt gleich
auszugestalten und erst nach dem Verbinden der Stecker z. B. bei einer
Neuinbetriebnahme durch einen in der Steuerung ablaufendes Programm den jeweiligen
Steuergeräteanschluss dem richtigen Motor zuzuordnen.
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Dazu kann ein geeigneter Algorithmus, wie in Fig. 36 schematisch angedeutet,
vorgesehen sein. Bei diesen Algorithmus wird zunächst einer der beiden Motoren
von der Montagestellung, welche normalerweise der Neutralstellung entspricht, in
beide Richtungen so weit Verfahren, bis jeweils ein Anschlag erreicht wird.
Demnach wird bei diesem Algorithmus ein Verfahren des Motors in zwei
Bewegungsrichtungen vorgenommen. Danach wird wieder die Ausgangsposition erreicht und
der zweite Motor auf ähnliche Art und Weise angesteuert. Aus der Kenntnis der
Bewegungsmöglichkeiten in die beiden genannten Richtungen kann dann
ermittelt werden, welcher Steuergeräteanschluss welchen Motor bzw. welche
Bewegungsrichtung ansteuert.
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Es ist auch möglich, dass ein Austasten des H-Schaltbildes, wie in Fig. 37
angedeutet, erfolgt, wenn die Anfangsposition nicht genau bekannt ist. Dabei muss
jedoch beachtet werden, das u. U. die Gangendlagen nicht erreicht werden. Dies
ist deshalb möglich, weil verschiedene mögliche Stellungen der
Schaltverzahnungen vorgesehen sind. Selbstverständlich sind auch andere Verfahren zum
Austesten der Kontaktierungen möglich, bei denen auf eine Codierung der Stecker
verzichtet werden kann.
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Wenn der genannte Tastvorgang nur bei einer Inbetriebnahme durchgeführt wird,
kann es möglich sein, dass ein Abziehen und Vertauschen der Stecker ohne
Neuinbetriebnahme, z. B. bei einem Werkstattaufenthalt oder dgl., nicht detektiert
wird. Deshalb kann, in vorteilhafter Weise vorgesehen sein, das bei jedem
Einschalten des Steuergerätes ein derartiger Tastvorgang durchgeführt wird. Dieser
Tastvorgang kann auch vereinfacht werden, wenn die letzte Stellung des
automatisierten Schaltgetriebes vor dem Ausschalten des Steuergerätes abgespeichert
wird. In diesem Fall kann, je nach Stellung, ein verkürzter Tastvorgang stattfinden,
bei dem zunächst die gespeicherte Position verifiziert und gleichzeitig die
Bewegungsrichtung der Motoren kontrolliert wird, wie dies auch schematisch in Fig. 38
angedeutet ist. Bei der Verwendung von Inkremental-Wegmesssystemen ist ein
derartiger Abgleich beim Hochlaufen des Steuergerätes sogar erforderlich.
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Eine weitere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann die
Kontaktierung von Motoranschlüssen eines elektrischen Zentralausrückers und/oder die
Verschaltung von vorbestimmten Sensoren bei einem Getriebesystem betreffen.
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Insbesondere sollte darauf geachtet werden, dass die Kontaktierung der
Spulenanschlüsse mit möglichst geringen Platzbedarf und geringen Kosten erreicht wird.
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Für den Aufbau des Motors können zwölf Wicklungsenden miteinander verbunden
werden. Außerdem können drei sogenannte HALL-Sensoren platziert werden und
entsprechend verschaltet werden. Durch den Einsatz einer mehrlagigen
Leiterplatte kann dies auf einfachste Weise erfolgen. Dadurch wird eine exakte
mechanische Positionierung der HALL-Sensoren, eine Verbindung aller Wicklungsenden
und auch die Schaffung eines Anschlussfeldes zur Verkabelung ermöglicht.
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Dazu ist in Fig. 39 ein entsprechendes HALL-Sensoren Anschlussschema mit
entsprechenden Motoranschlüssen schematisch dargestellt. In Fig. 40 ist eine
mögliche Ausgestaltung einer Motoranschlussplatte dargestellt.
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Eine andere Ausgestaltung der hier vorliegenden Erfindung kann eine Erkennung
beispielsweise eines Schaltfingerbruchs bei einer Schaltaktorik eines
automatisierten Schaltgetriebes und geeignete Maßnahmen betreffen.
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Bei einem Getriebe mit Innenschaltung werden jeweils die benachbarten
Schaltgabeln gegenseitig gesperrt, d. h. bei eingelegtem ersten Gang kann der
Rückwärtsgang sowie auch die Schaltgabel 3/4 nicht geschaltet werden. Bei
geschalteter Schaltgabel 3/4 sind dann beide benachbarten Schaltgabeln 1/2 und 5
gesperrt.
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Darüber hinaus kann auch ein Getriebe mit Außenschaltung und integrierter
innen liegender Schaltkulisse verwendet.
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Bei einem Getriebeaktor mit einem Schaltfinger für die Vorwärtsgänge werden
sämtliche Vorwärtsgänge mit einem Schaltfinger geschaltet. Ein separater
Schaltfinger wird nur für den Rückwärtsgang benutzt.
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Bei einem Getriebeaktor mit zwei Schaltfingern für die Vorwärtsgänge wird einer
der Schaltfinger zum Schalten eines Gangpaares verwendet und der andere
Schaltfinger zum Schalten der restlichen Vorwärtsgänge und dem Rückwärtsgang
benutzt.
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Bei einem Getriebeaktor mit äußerer Anbindung an das Getriebe erfolgt der
Schaltvorgang des angebauten Getriebeaktors z. B. über Koppelstangen zwischen
dem Getriebeaktor und dem Getriebe. Somit findet kein Eingriff in das Getriebe
statt.
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Bei einem Getriebeaktor mit integrierter Schaltkulisse im Dom besteht keine
Möglichkeit einen Bruch des Schaltfingers über die Getriebeinternen Anschläge in den
Gangendlagen zu erkennen (Kerbstift in der Schaltkulisse bildet die
Aktoranschläge). Hierbei kann eins Detektion eines Bruchs des Schaltfingers
beispielsweise über Software bzw. Fahrzeugmessgrößen erfolgen.
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Eine mögliche Variante zur Erkennung eines Bruchs des Schaltfingers kann im
Stand bei laufendem Motor des Fahrzeuges durchgeführt werden. Dabei wird bei
erkanntem Gang, d. h. bei Anschlag an den Kerbstift in der Schaltkulisse bzw. der
Aktorendlage, die Kupplung bis auf den Tastpunkt geschlossen, welches als
Tastpunktermittlung bezeichnet wird. Falls es dabei zu keiner Erhöhung des
Motormomentes kommt, wird ein Fehler erkannt.
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Eine weitere Variante einer Detektion kann während der Fahrt nach einem
Gangwechsel vorgesehen sein. Dabei wird die Detektion über das Motormoment
und/oder die Motordrehzahl durchgeführt. Selbstverständlich können auch andere
Fahrzeugkenngrößen dabei berücksichtigt werden. Aus dem jeweils vorhanden
bzw. vorliegenden Motormoment lässt sich eine erwartete Motordrehzahl
berechnen. Es kann vorgesehen sein, dass wenn diese nicht mit der tatsächlich
auftretenden Drehzahl übereinstimmt, ein Fehler erkannt wird.
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Beispielsweise kann dies wie folgt durchgeführt werden:
Während des normalen Fahrbetriebes wird nach einem korrekt durchgeführten
Gangwechsel ein Motormoment aufgebaut. Dabei kommt es zu einer
Beschleunigung des Fahrzeuges. Bei einem Bruch des Schaltfingers wird jedoch ein Gang
fälschlicher Weise nicht eingelegt, wodurch es bei einem weiter anliegendem
Pedalwert zu einem Wegtouren des Motors kommt.
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Es ist auch denkbar, dass die Detektion über das Motormoment und/oder über die
Raddrehzahl (Fahrzeuggeschwindigkeit) erfolgt. Aus der Motordrehzahl und den
jeweils eingelegten Gang wird eine erwartete Fahrzeuggeschwindigkeit
berechnet. Falls es zu einer Abweichung der Fahrzeuggeschwindigkeit kommt, welches
durch den Vergleich der tatsächlichen und der errechneten
Fahrzeuggeschwindigkeit erfolgen kann, wird ein Fehler erkannt. Diese Detektion kann nur bei einem
abgeschlossenen Gangwechsel und einer geschlossenen Kupplung erfolgen.
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Bei dieser Möglichkeit der Detektion kann eine Plausibilitätsprüfung durchgeführt
werden. Diese Plausibilisierung kann z. B. über einen Faktor X, welcher sich aus
dem Quotienten von Motordrehzahl und Raddrehzahl ergibt, erfolgen. Ändert sich
dieser Faktor nach einem durchgeführten Gangwechsel so kann ein Fehler
gesetzt werden.
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Bei einem Getriebeaktor ohne Schaltkulisse im Dom besteht die Möglichkeit,
einen möglichen Bruch des Schaltfingers über die Inkrementalmessung zu
detektieren. Hierbei kann die jeweilige Position des Fingers mit dem im Kupplungsteller
hinterlegten Geometriedaten verglichen werden. Bei einer zu großen Abweichung
zwischen der Ist-Position und der Soll-Position (Geometriedaten im Steller) wird
ein Fehler gesetzt. Dies gilt für Getriebe mit Innenschaltung sowie für Getriebe mit
Außenschaltung und innenliegender Kulisse.
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Bei einem Getriebeaktor mit äußerer Anbindung an das Getriebe besteht
ebenfalls die Möglichkeit, den Bruch eines Verbindungselementes zum Getriebe über
die Inkremental-Wegmessung der Schaltmotoren zu erkennen. Dabei kann
wiederum die jeweilige Position des Fingers mit den im Kupplungssteller hinterlegten
Geometriedaten verglichen werden. Bei einer zu großen Abweichung zwischen
der Ist-Position und der Soll-Position (Geometriedaten im Teller) wird ein Fehler
gesetzt. Dies gilt für Getriebe mit Innenschaltung sowie für Getriebe mit
Außenschaltung und innenliegender Kulisse.
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Nach der Detektion eines Bruchs eines Schaltfingers werden gemäß der hier
vorgestellten Erfindung geeignete Maßnahmen vorgesehen. Bei einem Getriebeaktor
mit einem Schaltfinger kann z. B. ein Signalisieren des Fehlers im Display, z. B.
durch ein blinkendes F, und/oder durch Verlassen des normalen Betriebsmodus,
z. B. vom Fahrmodus in den shut-down-Modus, sowie ein Rücksetzten des
Fehlers, wie z. B. bei Erreichen des normalen Betriebszustandes bzw. Fahrzustandes,
welches jedoch nur über Löschen des Fehlerspeichereintrages erfolgen kann,
vorgesehen werden.
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Bei einem Getriebeaktor mit zwei Schaltfingern kann bei Erkennung eines Bruchs
eines Schaltfingers eine Signalisierung des Fehlers im Display, z. B. durch ein
blinkendes F, und/oder ein Verlassen des normalen Betriebsmodus, z. B. vom
Fahrmodus in eine Ersatzstrategie, vorgesehen sein. Es ist auch möglich, dass
bei der Anfahrt ein kleinstmöglicher Gang vorgewählt bzw. eingelegt wird.
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Bei Getriebeaktoren mit zwei getrennten Schaltfingern für die Vorwärtsgänge
könnte ein bedingter Gangwechsel zugelassen werden. Dies könnte dadurch
vorgesehen werden, dass wenn der Schaltfinger 1 (Gang 1/2) gebrochen ist, ein
Gangwechsel in die Gänge 3, 4, 5 sowie in den Rückwärtsgang möglich wäre.
Des weiteren wäre denkbar, dass, wenn der Finger 2 (Gang 3/4 und 5/R)
gebrochen ist, ein Gangwechsel in den ersten und zweiten Gang zugelassen
werden könnte.
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Als mögliche Maßnahmen könnte auch eine Rücksetzung des Fehlers bei
Erreichen des normalen Betriebszustandes bzw. Fahrzustandes möglich sein. Dies ist
jedoch nur möglich, wenn der Fehlerspeichereintrag gelöscht wird.
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Bei einem Getriebeaktor mit äußerer Anbindung können als Maßnahmen bei
Erkennung eines Bruches eines Schaltfingers z. B. folgende Maßnahmen
vorgesehen werden:
Signalisieren des Fehlers im Display, z. B. durch blinkendes F
Verlassen des normalen Betriebsmodus (z. B. Wechsel vom Fahrmodus in eine
Ersatzstrategie)
bei Bruch des Verbindungselementes zum Getriebe in Wählrichtung könnte ein
bedingter Gangwechsel zugelassen werden. Bei der Anfahrt könnte z. B. ein
kleinstmöglicher Gang vorgewählt bzw. eingelegt werden.
Bei Bruch des Verbindungselementes zum Getriebe in Schaltrichtung könnte die
Shut-down-Funktion vorgesehen werden.
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Rücksetzen des Fehlers bei Erreichen des normalen Betriebszustandes bzw.
Fahrzustandes, jedoch nur durch Löschen des Fehlerspeichereintrages.
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Eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung betrifft einen
Kupplungsaktor, insbesondere für ein unterbrechungsfreies Schaltgetriebe (USG).
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Im allgemeinen lässt sich ein Kupplungsaktor auch für beliebige Kombinationen
von Kupplungen einsetzten. Jedoch ist er für das USG-Kupplungssystem
besonders geeignet, da ein Steller mit drei Grundpositionen für zwei Kupplungen
vorgesehen ist. Ebenso ist die Anwendung für die Betätigung einer einzelnen Kupplung,
z. B. einer zugedrückten, zugezogenen, aufgezogenen oder aufgedrückten
Kupplung möglich.
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Für das USG-System ist die Verwendung einer Kombikupplung vorgesehen.
Diese besteht z. B. aus einer SAC (selbsteinstellende Kupplung) für den
Anfahrvorgang und einer zugezogenen Kupplung für die Lastschaltungen. Um die Größe
des Elektromotors im Kupplungsaktor zu reduzieren, ist eine Kompensation
erforderlich, die den wechselnden Kraftrichtungen gerecht wird.
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Es ist gemäß der vorliegenden Erfindung möglich, dass für eine Darstellung der
gewünschten Kraftkennlinie die Kombination einer Feder mit einem Getriebe
(Übertotpunktfeder u. a.) verwendet wird. Eine andere Variante der Erfindung kann
vorsehen, dass die Nutzung einer Federform mit entsprechender
Kraftcharakteristik eingesetzt wird.
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Beispielsweise kann ein Federblechband vorgesehen sein. Die Kraft wird durch
den Biegewiderstand hervorgebracht und kann durch die Breite des Bandes
beeinflusst werden. Weiterhin kann durch zwei gegeneinander wirkende Federn
erreicht werden, dass in den beiden Endlagen des Aktors eine jeweils
gegensätzliche Kraftrichtung bewirkt wird, wie dies auch in Fig. 41 dargestellt ist.
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Für das USG ist die Verwendung einer sogenannten Kombikupplung vorgesehen.
Diese besteht aus einer SAC für den Anfahrvorgang und einer zugezogenen
Kupplung für die Lastschaltungen. Dieses Kupplungssystem kann z. B. drei
Grundpositionen aufweisen:
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Es ist von Vorteil bei der Kombikupplung, dass diese drei Stellungen mit einem
Ausrücklager realisiert werden können. Es ist somit auch nur ein Kupplungsaktor
notwendig.
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Um die erforderliche Größe des Elektromotors im Kupplungssteller zu reduzieren,
kann jedoch eine Kompensation erforderlich sein, die den wechselnden
Kraftrichtungen gerecht wird.
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In Fig. 42 ist eine Schnittdarstellung einer Kombikupplung und eine Kennlinie der
Betätigungskraft über den Ausrückweg schematisch dargestellt.
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Als Kompensationsfeder kann vorzugsweise ein ebenes Blechband eingesetzt
werden. Das Band kann um eine Walze gelegt sein und die Übertragung
zwischen der drehenden Walze und dem Abtriebsschieber ermöglichen, wie in Fig.
43 angedeutet. Beim Auf- bzw. Abwickeln des Bandes an der Walze wird das
Material gebogen bzw. entspannt. Die Größe der auftretenden Kräfte ist vom Material
(E-Modul) und dem Querschnitt abhängig. Ist die Dicke des Bandquerschnittes
konstant, hängt die Federwirkung von der Breite des Bandes an der jeweiligen
Biegestelle ab. Wenn z. B. bei der Bewegung die Breite zunimmt, kann die
Federwirkung erhöht werden.
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Das Band wird derart um die Walze gelegt, dass zwei freie Enden auf dem
Abtriebsschieber befestigt werden können. Es treten dann zwei Biegestellen mit
gegensätzlichen Kraftwirkungen auf. Die Zusammenwirkung dieser Kräfte geht aus
Fig. 41 hervor.
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Problematisch kann die Einschränkung der Kompensationskraft durch die
Biegespannung des Bandmaterials sein:
Bsp.:
Banddicke: 0,25 mm
Bandbreite max.: 100 mm
Walzenradius: 25 mm
Biegespannung: 1300 N/mm2
max. wirkende Kompensationskraft 60 N
Übersetzung zum Ausrücklager: 4
max. wirkende Kompensationskraft
am Ausrücklager: 240 N
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Es ist möglich, dass die Kompensationskraft gesteigert wird, wenn z. B. zwei
Blechbänder übereinandergelegt werden. Die Reibverluste durch die
Verschiebung zwischen den beiden Bändern beim Abrollen lassen sich z. B. durch ein
zwischengelegtes Gleitmaterial (Gleitfolie o. a.) verringern. Die auftretenden
Verlustleistungen sind aufgrund der geringen Relativwege klein. Fig. 44 zeigt eine
Anordnung mehrerer Federbänder zur Verstärkung der Kompensationskraft mit einer
Gleitfolie zwischen den Bändern.
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Die Möglichkeit, dass durch die Breite des Blechbandes Einfluss auf die
Federkennlinie genommen wird, soll durch die folgenden Figuren verdeutlicht werden.
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In Fig. 45 ist eine lineare Kennlinie dargestellt, bei der eine geringe
Kompensationskraft im Kraftmaximum der SAG Kupplung gegeben ist.
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In Fig. 46 ist eine nichtlineare Kraftkennlinie dargestellt, bei der eine bessere
Abstimmung auf Kennlinien beider Kupplungen möglich ist. Ein Nulldurchgang der
Kraft kann u. U. nicht in der Mittelstellung (u. a. Ersteinstellung) erfolgen.
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In Fig. 47 ist eine gestufte Kennlinie dargestellt, bei der eine bessere
Abstimmung auf Kennlinien der Kupplung und ein Nulldurchgang der Kraft in
Mittelstellung möglich ist. Des weiteren ist diese Kennlinie unsensibel gegen
Kennlinienveränderungen.
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In den Fig. 45 bis 47 die Kräfte durch folgende Linien dargestellt:
----------- Kupplungsbetätigungskraft
- - - - - - Kompensationskraft
. . . . . . . result. Betätigungskraft.
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In Fig. 48 sind Ausgestaltungen der Federbleche entsprechend den
Federkennlinien der Fig. 45-47 dargestellt, wobei a) einer linearen Kennlinie, b) einer
nichtlinearen Kennlinie und c) einer gestuften Kennlinie entspricht.
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Weitere Formen der Kennlinien können durch die Gestalt des Blechquerschnittes
erreicht werden. Zu berücksichtigen ist, dass die Kompensation für eine einzige
Kupplung oder auch für anders ausgestaltete Kupplungssysteme realisiert werden
kann.
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In der folgenden Fig. 49 soll eine konstruktive Ausgestaltungsmöglichkeit
angedeutet werden. Besonders vorteilhaft ist hierbei die konstruktive Anordnung der
Schnecke des Antriebsmotors zu der Walze. Weiterhin sind in den
Abtriebsschieber zwei hydraulische Geberzylinder integriert.
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Weitere Anordnungsmöglichkeiten können gemäß der vorliegenden Erfindung
darin gesehen werden,
dass anstelle eines Abtriebsschiebers ein bogenförmiges Segment oder eine
Walze für eine drehende Abtriebsbewegung eingesetzt wird,
dass die An- und Abtriebsseite des Kompensationsmechanismus (Schieber als
Antrieb) vertauscht werden.
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Selbstverständlich sind auch noch andere Ausgestaltungen denkbar.
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Eine andere Ausgestaltung der hier vorgestellten Erfindung kann ein
Getriebesteuergerät im Wählhebel betreffen. Um eine erhöhte Modularität insbesondere
des ASG Getriebes zu erreichen und den Getriebeanbau der Aktoren zu
erleichtern (Packagebauweise) macht es Sinn, dass das Getriebesteuergerät weggebaut
wird. Dabei soll der Verkabelungsaufwand möglichst gering sein. Beispielsweise
kann die Getriebesteuerung in das Motorsteuergerät integriert werden.
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Automatische Getriebesysteme, zu denen insbesondere ASG, USG und
Doppelkupplungsgetriebe, aber auch Startergeneratorlösungen und Minimalhybride
gezählt werden, umfassen Getriebe, Aktoren und auch Bedienelemente als Fahrerinterface.
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Es ist möglich, dass das komplette Getriebesteuergerät im Kupplungsaktor
vorgesehen ist. Neben vielen Vorteilen ergeben sich damit aber auch Aufgaben
hinsichtlich der Schwingungs- und Temperaturfestigkeit sowie der Packagebauweise
beim Getriebeanbau.
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Es ist denkbar, dass ein von den Aktoren und dem Getriebe weggebautes
Steuergerät verwendet wird. Die Aktorikmodule können dann entweder zu:
Reinen Aktor-Sensor-Modulen und/oder
Aktor-Sensor-Leistungselektronik-Modulen
werden.
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Das Getriebesteuergerät könnte dann z. B. in vorteilhafter Weise in den Wählhebel
integriert werden. Diese Lösung hätte u. a. zwei wesentliche Vorteile:
Das Motorsteuergerät wäre (bis auf Softwarefunktionalität und Kalibrierung) für
verschiedene Getriebevarianten identisch und fürs Handschaltgetriebe auch nicht
überdimensioniert.
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Der Wählhebel beinhaltet ohnehin schon Elektronik, die dann im
Getriebesteuergerät integriert wäre. Damit könnte die Schnittstelle Getriebesteuerung -
Wählhebel hardwaremäßig vereinfacht werden.
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Dabei ist es grundsätzlich egal, ob die Leistungsendstufen für die Getriebeaktoren
im Steuergerät oder in den Aktoren integriert sind. Eine mögliche konstruktive
Ausgestaltung ist in Fig. 50 schematisch dargestellt.
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Selbstverständlich sind auch andere konstruktive Ausgestaltungen möglich, um
das Getriebesteuergerät geeignet unterzubringen.
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Eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann eine z. B. die
Schaftzeit verkürzende Zusatzvorrichtung für ein automatisiertes Schaltgetriebe
(ASG) vorsehen.
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Die Schaltzeit bei einem automatisierten Schaltgetriebe ist wegen der
Zugkraftunterbrechung einer der komfortkritischen Parameter. Eine theoretisch optimale
ASG-Aktorik müsste die Synchronkraft im einzulegenden Gange sofort nach dem
Herausnehmen des auszulegenden Ganges aufbauen. In der Praxis hat sich
gezeigt, dass dies für eine Schaltung "ohne Wählen" unmöglich ist, weil sowohl die
Kraft zum Herausnehmen als auch die Synchronkraft durch eine Schiebemuffe
übertragen wird. Die Bewegung der Schiebemuffe bis zur Synchronposition kann
nicht beliebig kurz andauern, da die Elektromotorleistung der Aktorik beschränkt
ist. Bei der Schaltung "mit Wählen" handelt es sich um zwei verschiedene
Schiebemuffen. Das bietet eine große potenzielle Zeitersparnis. Diese Zeitersparnis
kann durch minimale Aktorikänderungen ermöglicht werden.
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Es ist z. B. möglich, dass zwischen dem Schaltmaul und dem Schaltfinger eine
geeignete Zusatzvorrichtung platziert wird, welche bei der Schaltung "mit Wählen"
den Synchronkraftaufbau sofort nach dem Herausnehmen des Ganges
ermöglicht. Auf diese Weise lässt sich die Schaltzeit in vorteilhafter Weise verkürzen.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der Erfindung beschrieben, bei der
eine doppelseitig wirkende Kompensation z. B. mit einer Druckfeder ermöglich
wird.
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Es hat sich gezeigt, dass insbesondere für eine sogenannte Kombikupplung,
welche insbesondere für ein unterbrechungsfreies Schaftgetriebe vorgesehen ist, ein
gemeinsamer Aktor z. B. zwei Kupplungen wechselnd betätigt. Bei dieser
Ausgestaltung ist eine Kompensation vorteilhaft, um die Aktorkräfte gering zu haften.
Es ist möglich, dass durch eine je nach Betätigungsrichtung wechselnde
Lagerung zunächst eine der Bewegung entgegen wirkende Kraft erzeugt wird. Nach
einem Weg, der von der Länge des Hebels und dem Abstand der beiden
Lagerungsstellen abhängt, kann sich die Lastrichtung umkehren, sodass die
Bewegung im weiteren verstärkt wird. Für die entgegengesetzte Bewegungsrichtung gilt
für eine symmetrische Anordnung das gleiche. In Fig. 51 wird eine derartige
Anordnung schematisch dargestellt, wobei hier eine Kompensation mit einer
Druckfeder ermöglicht wird.
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Eine Kennlinie der Kompensationseinrichtung ist in Fig. 52 schematisch
dargestellt.
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Die Betätigung einer Kombi-Kupplung - wie sie z. B. für ein USG vorgesehen ist
- erfordert eine Kompensation in beiden Wirkrichtungen. Die wird erforderlich, da
aus einer möglichst kraftfreien mittleren Lage eine Kupplung aufgezogen und in
die andere Richtung zugedrückt wird (oder auch aufdrücken und zuziehen).
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Nachfolgend wird eine mögliche Anordnung einer Druckfeder gezeigt, die diese
Aufgabe erfüllt. Die wesentliche Schwierigkeit besteht darin, in der Nullage einen
stabilen Zustand vorzusehen, um die Lage (möglichst ohne Kraft) zu erhalten.
Selbstverständlich sind auch andere Maßnahmen denkbar, um eine
Kompensation zu erreichen.
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Insbesondere für eine Kombi-Kupplung wird eine Kompensation gesucht, die in
beide Richtungen Kompensationskräfte aufbaut. Eine solche Kupplung kann z. B.
zur wechselseitigen Betätigung zweier Kupplungen mit einem Aktor eingesetzt
werden. Daher ist idealer Weise der Zustand, der im Fahrzyklus am häufigsten
auftritt, auf möglichst niedrigem Kraftniveau, idealer Weise ohne Kraft, zu
realisieren. In einer favorisierten Variante kombiniert man eine Kupplung, die lastfrei
geschlossen ist, mit einer Kupplung, die durch aktive Kräfte geschlossen wird.
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Zur Verminderung der vom Aktor aufzubringenden Lasten kann z. B. eine (Teil-
)Kompensation zweckmäßig sein. Dazu eignet sich eine Feder mit der
Charakteristik eines Durchschlags. Jedoch ist es möglich, dass die Nulllage eine instabile
Lage sein kann. Deshalb sollte die Feder(n) derart angeordnet werden, dass eine
stabile Lage um den Nullpunkt gegeben ist. Alternativ werden mechanische
Ergänzungen gezeigt, die eine Art Rastierung um die Nulllage herum gewährleisten
können. Dabei können mögliche Unterscheidungsmerkmale der Varianten die
Verwendung von Druck- und/oder Zugfedern sowie deren Anzahl bestimmen.
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Eine mögliche Variante wird in Fig. 53 erläutert, wobei hier eine Kompensation
durch eine Druckfeder erreicht wird. Ein geometrisches Ersatzbild mit den
wichtigsten Parametern wird darin gezeigt. Dies dient als Grundlage einer
abschätzenden Berechnung, wobei die jeweils gewählten Daten fiktiv sind.
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Durch eine je nach Betätigungsrichtung wechselnde Lagerung wird zunächst eine
der Bewegung entgegen wirkende Kraft erzeugt. Nach einem Weg, der von der
Länge des Hebels und dem Abstand der beiden Lagerungsstellen abhängt, kehrt
sich die Lastrichtung um, so dass die Bewegung im weiteren verstärkt wird. Für
die entgegengesetzte Bewegungsrichtung z. B. bei einer symmetrischen
Anordnung gilt dies analog.
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Für die Druckfeder kann eine axiale Führung vorgesehen sein, um ein Ausknicken
zu verhindern. Die Führung kann sowohl durch ein in der Feder angeordnetes
Rundprofil als auch durch eine zylindrische Hülle um die Feder herum realisiert
werden, wie dies in Fig. 54 angedeutet ist.
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Zur Ermittlung der Kennlinie der Feder werden zunächst die geometrischen
Beziehungen aufgestellt, um dann Kräfte und Moment zu bestimmen.
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In Fig. 55 werden verschiedene Konfigurationen für die Entwicklung einer
geometrischen Beschreibung gezeigt. Mit den eingeführten Größen erhält man die
Beziehungen für die Berechnung.
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Die dritte Darstellung in Fig. 55 zeichnet sich dadurch aus, das der Hebelarm der
Druckfeder bezüglich der Rotation verschwindet. Die ist also der Punkt der
Kraftumkehr. Der dazugehörige Winkel kann aus den geometrischen Größen ermittelt
werden.
-
In
Abhängigkeit des Wegs s ergeben sich die Winkel und Längen aus:
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In Fig. 56 sind die Hebelarme eingezeichnet, die zur Bestimmung der Momente
benötigt werden. Mit der Ausgangslänge der Feder kann schließlich die Federkraft
errechnet werden. Im letzten Schritt wird die Kraft an der Schub-/Zugstange
ermittelt:
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Mit den oben genannten Beziehungen wird beispielhaft eine Kennlinie einer
Kompensationsfeder berechnet, welche in Fig. 57 dargestellt ist.
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Nicht gezeigt sind unsymmetrische Varianten, bei den die Kräfte in beiden
Richtungen unterschiedlich verlaufen. Dazu sind mehrere Maßnahmen denkbar:
Unterschiedliche Höhen der Lagerungsstellen, die die wirksamen Hebelarme der
unterschiedlichen Betätigungsrichtungen ändern
Unterschiedliche Abstände der beiden Lagerungsstellen, gemessen von der
senkrechten Verlängerung der Feder in der Ruhelage
Schräger Einbau der Druckfeder, wobei der Winkel zur Vertikalen kleiner sein
muß, als der durch die Hebellängen und Lagerungsabstände gegebene Winkel
(Erhaltung der Kraftumkehr).
-
Selbstverständlich können die Variationen auch miteinander kombiniert werden.
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Eine Feder mit nicht-linearer Charakteristik kann die gezeigten Effekte verstärken
oder abmildern.
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Durch Einführen eines axialen Spiels kann der Punkt, an dem die Kraft
kompensiert wird, zu einem Bereich ausgedehnt werden. Da nach der Änderung der
Kraftrichtung sich die Anlage in diesem Spielbereich ändert; kann in vorteilhafter Weise
eine Fixierung in der Endlage vorgesehen werden.
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Dazu kann eine einfache Mechanik eingesetzt werden, die in ähnlicher Weise bei
Wasserpumpenzangen verwendet wird. Ein wesentliches Grundprinzip ist dabei
die Kombination einer Translations- und einer Rotation-Bewegung.
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Wenn das in Fig. 58 gezeigte Spiel durchlaufen wird, liegt der Stift am Ende an.
Durch weitere Bewegung wird die Rotation des die Führung tragenden Teils
bewirkt. Durch die Rotation wircl dann bewirkt, dass der Stift aufgrund der
Verdrehung gehalten wird. Kommt es in Folge der weiteren Betätigung zur Umkehr der
Kraftrichtung, erfolgt eine Anlage innerhalb der Rundung.
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Das vorgenannte Prinzip karin auch für eine alternative Lagerung des Hebels
herangezogen werden. Eine solche Variante ermöglicht einen größeren
Schwenkbereich des Hebels.
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Wie in Fig. 59 gezeigt, werden Führungen an beiden Lagerstellen ergänzt. Die
Feder ist in dieser Variante über einen Bolzen in einer Bohrung gelagert.
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Nachfolgend wird eine weitere Variante der hier vorgestellten Erfindung
angegeben, bei der eine Funktionsüberwachung, insbesondere für ein automatisiertes
Schaltgetriebe (ASG), vorgesehen ist.
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Ein Teil der ASG-Funktionsüberwachung hat die Aufgabe, dass das Fahrzeug vor
ungewolltem Losrollen bewahrt wird, wenn der Fahrer das Fahrzeug abgestellt
und bereits verlassen hat. Beispielsweise kann dieser Fehler an Bewegung der
ASG-Aktorik, nachdem die Zündung aus gestellt ist, erkannt werden. Andererseits
hat sich aber gezeigt, dass es gerade, nachdem die Zündung aus ist, noch zu
Kontrollbewegungen und zum Aktivieren der Parksperre durch Schließen der
Kupplung kommen kann. Demzufolge sollte der Zeitpunkt zur Aktivierung der
Überwachung auf ungewolltes Losrollen für die ASG-Funktionsüberwachung
geeignet bestimmt werden.
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Gemäß einer Weiterbildung der hier vorliegenden Erfindung kann beispielsweise
ein aktoransteuerungsabhängiger Zustandsautomat zur Aktivierung der
Parksperrüberwachung, insbesondere bei ASG-Funktionsüberwachungen,
vorgesehen werden. Vorzugsweise kann dies dadurch erreicht werden, das neben den
beiden Zündungssignalen, welche entweder über den sogenannten CAN
und/oder über eine Direktverdrahtung gesendet werden können, zusätzlich die
Ansteuerung der ASG-Aktoren verwendet wird, um den Zeitpunkt zur Aktivierung
der Überwachung zu bestimmen. Es kann vorgesehen sein, dass erst wenn beide
Zündungssignale den Zustand "aus" anzeigen und die Ansteuerung aller Aktoren
für eine einstellbare Zeit Null ist, ein unzulässiges Lösen der Parksperre
überwacht wird. Die Überwachung kann z. B. beendet werden, sobald eines der
Zündungssignale wieder den Zustand "ein" anzeigen.
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Es ist denkbar, dass die Überwachung erst dann begonnen wird, wenn beide
Zündungssignale den Zustand "aus" anzeigen und eine einstellbare konstante Zeit
verstrichen ist. Dies ist schematisch in Fig. 60 angedeutet.
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Ein Vorteil besteht darin, dass die variable zeitliche Aktivierung der Überwachung
enger gefasst werden kann, als bei einer konstanten zeitlichen Vorgabe.
Demzufolge dürfte diese Überwachung im Betrieb selbst und gegen Änderungen in der
Funktionssoftware robuster sein. Des weiteren ist eine Speicherplatz sparende
Programmierung möglich.
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Darüber hinaus sollte beachtet werden, dass auch ein schleichendes Öffnen der
Kupplung (Ansteuerung nach "Zündung aus" ungleich Null) zum Aufheben der
Parksperre führen kann, nachdem der Fahrer das Fahrzeug verlassen hat, ohne
dass die Funktionsüberwachung einen Fehler erkennt. Dies sollte in vorteilhafter
Weise in die vorgesehene Überwachung mit einfließen.
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Die vorgeschlagene Funktionsüberwachung kann selbstverständlich auch in die
ASG-Software mitintegriert werden.
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Bei einer weiteren Ausgestaltung der hier vorliegenden Erfindung kann
beispielsweise ein Kräftegleichgewicht zwischen einer Kombinationsfeder im Aktor und
einer Tellerfeder der Kupplung bestimmt werden. Dabei können insbesondere die
Auswirkungen von Amplitude, Frequenz, Rampenform (Soll-Weg) oder dergl.,
auch auf den Energiehaushalt des Aktors betrachtet werden.
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Es besteht die Annahme, dass der Aktor bei hohen Frequenzen, d. h. z. B. bei
einer Soll-Weg-Frequenz ab ca. 16 Hertz, und geeigneter Amplitudenvorgabe sich
um einen Punkt einpendelt, welcher das Kräftegleichgewicht zwischen
beispielsweise einer Kompensationsfeder des Aktors und z. B. einer Tellerfeder der
Kupplung darstellt, wobei insbesondere bei der Tellerfeder die Ausrückkraft betrachtet
wird.
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Es besteht somit die Möglichkeit, mit Hilfe einer hohen Frequenz innerhalb von ca.
1 Sekunde diesen Gleichgewichtspunkt zu bestimmen.
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Daraus ergibt sich, dass insbesondere zwei Kraftbereiche definiert werden
können. Zum einen kann dies der Druckbereich oberhalb des Kräftegleichgewichts
sein. In diesem Bereich braucht der Aktor mehr Zeit, um den oberen Soll-Wert zu
erreichen. Zum Ausrücken der Kupplung wird in diesem Bereich nur noch eine
geringe Kompensation erforderlich sein.
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Als zweiter Kraftbereich kann der sogenannte Zugbereich unterhalb des
Kräftegleichgewichts genannt werden. In diesem Bereich braucht der Aktor mehr Zeit,
um den unteren Soll-Wert zu erreichen, um z. B. die Kompensationsfeder geeignet
zu spannen.
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Ein sogenannter Kräftenulldurchgang kann z. B. dadurch bestimmt werden, dass
hochfrequente Amplitudenvorgaben (Soll-Wert-Vorgabe) des Aktors in der Nähe
des Kräftegleichgewichts vorgesehen sind. Dies kann z. B. eine Aufhebung der
Selbsthemmung des Schneckengetriebes bewirken, wodurch der Aktor in
Richtung des Kräftegleichgewichtes bewegt wird bzw. um dieses herum schwingt.
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Des weiteren kann der Kräftenulldurchgang dadurch bestimmt werden, dass eine
vorzugsweise langsame Rampenfunktion (v = ca. 2 mm/sec.) und ein
gleichzeitiges Erfassen der Stromaufnahme bzw. des PWM-Signales durchgeführt werden.
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Es hat sich gezeigt, dass dieses Kräftegleichgewicht mit einer relativ großen
Hysterese je nach Verfahrrichtung behaftet ist und somit eher ein Bereich (ca. 1-1,5 mm) angegeben werden kann.
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Die vorgeschlagene Bestimmung des Kräftegleichgewichts könnte u. U. bei der
Ansteuerung des Aktors verwendet werden. In Fig. 61 wird schematisch ein
Kräftegleichgewicht zwischen der Kompensationsfeder des Aktors und der
Ausrückkraft der Kupplung dargestellt.
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Nachfolgend wird eine andere Ausgestaltung der hier vorgeschlagenen Erfindung
angegeben, bei der insbesondere die Überwachung der Parksperrfunktion und
geeignete Fahrerinformation über das Versagen der Parksperrfunktion
insbesondere bei automatisierten Kupplung und/oder bei automatisierten Getrieben
vorgesehen sind.
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Es hat sich gezeigt, dass insbesondere bei Fahrzeugen mit einer automatisierten
Kupplung Informationen über die Funktionsweise der Parksperre erforderlich sind.
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Bei einem elektronischen Kupplungsmanagement (EKM) und/oder bei einem
automatisierten Schaltgetriebe (ASG) kann die Parksperre, die bei einem
Handschaltgetriebe definiert wird, wonach bei eingelegtem Gang z. B. die
Trockenkupplung geschlossen wird und dadurch in der Regel ein Wegrollen des Fahrzeuges
verhindert wird, überwacht werden. Bei einem automatisierten Schaltgetriebe
sollte ein Gang eingelegt sein, wenn der Wählhebel sich nicht auf einer
Neutralstellung befindet. Eine gesonderte Parkstellung, wie bei einem Wandlerautomaten,
könnte vorgesehen sein.
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Insbesondere sind Fehler bei dem Lageregler bei einer dauerhaften Soll-Ist-
Abweichung des Kupplungsaktors zu beachten. Des weiteren können während
einem Download im Kupplungsaktor eine Warnleuchte, insbesondere bei
Dieselfahrzeugen, durch die Motorsteuerung betätigt werden.
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Es kann z. B. vorgesehen sein, dass z. B. eine optische und/oder akustische
Fahrerwarnung ein Versagen der Parksperrfunktion anzeigt. Dies kann insbesondere
dann vorkommen, wenn beim Abstellen des Verbrennungsmotors zum Parken
des Fahrzeuges und bei eingelegtem Gang ein Lagereglerfehler auftritt, sodass
die Kupplung nicht geschlossen werden kann bzw. das Schließen nicht erkannt
wird. Diese Information sollte den Fahrer veranlassen, dass er sein Fahrzeug mit
Hilfe der Handbremse sichert.
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Es ist denkbar, dass diese Fahrerwarnung mit weiteren Signalen, wie z. B. einen
Sitzkontakt, einem Türkontakt oder dgl. kombiniert wird, sodass diese
Fahrenwarnung erst beim Verlassen des Fahrzeuges durch den Fahrer ausgelöst wird.
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Eine weitere Voraussetzung könnte z. B. darin gesehen werden, dass das
Kupplungs- bzw. Getriebesteuergerät entsprechend funktioniert und mit der
Anzeige geeignet kommunizieren kann. Die entsprechende Warnung kann auch im
Neutralgang ausgegeben werden, welches insbesondere bei Versagen der
Gangerkennung wichtig ist. Selbstverständlich können bei diesem
Lösungsvorschlag auch noch andere geeignete Abhängigkeiten mit einbezogen werden.
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Des weiteren kann eine Fahrerwarnung durch ein anderes Steuergerät bei Ausfall
der Kupplungs- bzw. Getriebesteuerung vorgesehen werden. Beispielsweise kann
beim Abstellen des Fahrzeuges zum Parken der Gang nicht erkannt und das
Schließen der Kupplungsfunktion nicht überwacht werden, wenn das Kupplungs-
bzw. Getriebesteuergerät eines elektronischen Kupplungsmanagements bzw.
eines automatisierten Schaltgetriebes ausfällt. Auf die möglicherweise fehlende
Parksperrfunktion kann der Fahrer durch eine optische und/oder akustische
Warnung aufmerksam gemacht werden, welche z. B. von einem anderen Steuergerät,
wie z. B. einem Motorsteuergerät, ausgesendet werden kann. In diesem
Zusammenhang ist zu erwähnen, dass jedes Steuergerät geeignet ist, welches den
Ausfall der Kupplungs- bzw. Getriebesteuerung entsprechend erkennt.
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Eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann das Profil von
Kurvengetrieben zur Schaltungsbetätigung betreffen. Bei automatisieren
Schaltgetrieben (ASG) können z. B. Kurvengetriebe und Schrittschaltwerke verwendet
werden, um die für den Schaltvorgang benötigte Bewegung aus einer
rotatorischen Antriebsbewegung zu erzeugen. Bei einer Drehung des Antriebsteils des
Kurvengetriebes bei einen bestimmten Winkel wird die Schaltung betätigt, z. B.
synchronisiert und ein Gang eingelegt. Die Schaltwelle kann direkt durch das
Kurvengetriebe oder über Anlenkungen betätigt werden. Die Kurvengetriebe und
Schrittschaltwerke können sowohl in das Gehäuse des Schaltgetriebes integriert
sein, als auch auf oder neben dem Getriebe befestigt sein.
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Das Kurvengetriebe kann derart ausgestaltet sein, dass das Ausführen der
Schaltbewegung mit dem Wählen des jeweiligen Ganges kinematisch verknüpft
ist (sequentielles Schalten) z. B. in Form einer Schaltwalze. Bei einer vollen
Umdrehung dieser Schaltwalze werden alle Gänge des Getriebes geschaltet.
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Das Kurvengetriebe kann aber auch derart ausgeführt sein, dass die Schalt- und
Wählbewegungen nicht kinematisch verknüpft sind. Das Kurvengetriebe erzeugt
dann eine Schaltbewegung, die für alle Gänge gleich ist (fixe Schaltwegvorgabe).
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Der Schaltvorgang kann sich in zwei oder drei Phasen unterteilen:
Gang herausnehmen
Halt zum Wählen (nur wenn Gassenwechsel) - keine Antriebsbewegung
Gang einlegen
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Die Wählbewegung kann nur in der Neutralstellung des Getriebes vorgenommen
werden.
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Es ist denkbar, dass eine Freistellung der Gangendlagen vorgesehen wird. Beim
Schaltvorgang wird die Schiebemuffe der Synchronisierung mit einer Schaltgabel
axial verbunden und rotiert mit deren Drehzahl. Die Schaltgabel ist lediglich axial
verschiebbar im Getriebegehäuse angebracht. Wenn mittels der Schaltgabel eine
axiale Kraft auf die Schiebemuffe wirkt, entsteht an der Kontaktfläche (oft
ausgebildet als Gleitschuh) Reibung. Diese Reibung kann zum Verschleiß der
Kontaktflächen führen.
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Beim Einlegen eines Ganges kann bis zum Erreichen der Gangendlage eine
große axiale Kraft notwendig sein. Diese Kraft führt zu einer elastischen Verformung
der Elemente der Betätigung. Bei der fixen Schaltwegvorgabe kann der Weg der
Betätigung länger sein als der Weg, den die Schiebemuffe bis zum Erreichen der
Gangendlage zurücklegt. Dies kann z. B. durch unterschiedliche Längen und
durch Fertigungstoleranzen, siehe Fig. 62, verursacht werden. Der
überschüssige Weg der Betätigung wird durch elastische Verformung der Elemente der
Betätigung aufgefangen. Zur Kompensation des überschüssigen Weges kann z. B.
eine zusätzliche Elastizität in die Betätigungsmechanik eingebaut werden. Diese
Elastizität kann sowohl mit und/oder ohne Spiel eingebaut sein.
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Die elastisch verformten Elemente leiten die Betätigungskraft weiter, sodass von
der Schaltgabel eine axiale Kraft auf die Schiebemuffe ausgeübt wird.
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Um zu verhindern, dass nach Abschluss des Schaltvorganges in den
Gangendlagen auf die Schaltgabel weiterhin eine Axialkraft wirkt, kann z. B. in das Profil des
Kurvengetriebes an den zugeordneten Abschnitten Spiel eingebaut werden. Um
das Spiel zu erhalten, kann z. B. bei einer Nutkurve die Nut verbreitert werden, wie
dies in Fig. 63 dargestellt ist. Bei einer Wulstkurve kann z. B. die Wulstbreite
verringert werden. Bei einem Schrittschaltwerk kann die Freistellung der Endlagen
z. B. durch Spiel in der Verdrehsicherung und/oder durch Wegfall der
Verdrehsicherung erreicht werden, wie dies z. B. in der Fig. 64 gezeigt ist.
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Das im Profil der Kurvenbahn bzw. in der Verdrehsicherung enthaltene Spiel
bewirkt, dass sich die elastische Verformung der Betätigungselemente abbaut, da
von der Betätigung her keine bzw. nur eine geringe Kraft mehr ausgeübt wird.
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In Fig. 63 wird der Ablauf der Schaltung von einem Gang in einen anderen Gang
mittels eines Kurvengetriebes dargestellt. In der Ruhelage des einen Ganges wird
die Schiebemuffe von der Schaltverzahnung auf einen Anschlag gedrückt.
Zwischen der Schiebemuffe und der Schaltgabel ist Spiel eingebaut. Die Position der
Schaltstange und der mit ihr verbundenen Schaltgabel wird durch Rastierunden
fixiert. Die Position der Schaltgabel bestimmt auch die Position des Pins des
Kurvengetriebes. Die Position der Schaltgabel kann streuen, z. B. aufgrund von
Fertigungstoleranzen der Rastierung. Die Position des Pins stellt sich innerhalb
des Spiels in der Kurvenbahn ein (Freistellung der Gangendlage, Punkt 1). Zum
Gangwechsel wird von Punkt 1 aus beginnend die Schiebemuffe mittels der
Betätigung in die Endlage gedrückt (Punkt 2). Die Antriebsbewegung des
Kurvengetriebes wird fortgeführt, bis die Endlage des Zielganges (Punkt 3) erreicht ist,
wobei die Elemente der Betätigung, wie oben geschildert, elastisch verformt werden.
Nun wird durch Weiterbewegen des Antriebs wiederum die Endlage vom Antrieb
her freigestellt (Pin innerhalb des Spieles frei beweglich), sodass die Betätigung
im Punkt 4 kraftfrei ist und sich die Schiebemuffe und Schaltgabel entsprechend
der Rastierung positioniert.
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Des weiteren kann eine Freistellung zum Wählen vorgesehen werden. Um beim
Schalten die Schalt- und Wählbewegung geringfügig überschneiden zu können,
kann z. B. in das Profil des Kurvengetriebes für die Schaltung an den
zugeordneten Abschnitten Spiel eingebaut werden. In diesem Bereich wird die
Schaltbewegung mit der Wählbewegung kinematisch gekoppelt, sodass der durch das Spiel
freigestellte Schaltweg von der Wählbewegung abgeleitet wird.
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Die Schaltgabeln der verschiedenen Ganggassen eines Schaltgetriebes mit
zentraler Schaltwelle können z. B. übereinander angeordnet sein, wie dies in Fig. 65
dargestellt ist. Bei dieser Anordnung wird der Schaltfinger zum Wählen vertikal
und zum Schalten horizontal bewegt. Die Schaltgabeln und der Schaltfinger sind
mit Fasen versehen. Kurz vor dem Erreichen der Neutralposition wird der
Schaltfinger, der in die Schaltgabel einer Gasse eingreift, vertikal bewegt, sodass seine
Fase auf die Fase der Schaltgabel der nächsten Gasse drückt. Da die Schaltgabel
des Zielganges wegen der Verriegelung im Getriebe nicht axial verschoben
werden kann, drückt sich der Schaltfinger über die Fase zugleich vertikal als auch
horizontal weiter. Wenn der Schaltfinger in Neutralstellung steht, ist schon ein Teil
der Wählbewegung abgeschlossen. Dabei wird auch die Schaltgabel der Gasse,
in der sich der Schaltfinger zu Beginn befand, bis zur Neutralstellung bewegt.
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Da die Wähl- und Schaltbewegung über das Keilgetriebe der Fasen kinematisch
gekoppelt von der Wählbewegung abgeleitet wird, muss die Schaltbewegung,
angetrieben durch das Kurvengetriebe der Schaltung, mithilfe des Spiels
entkoppelt werden.
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Die Antriebsbewegung zum Schalten muss daher nicht vollständig abgebremst
werden, wenn die Wählbewegung ausgeführt wird, sondern kann währenddessen
langsam weiterlaufen. Im Bereich der von der Wählbewegung abgeleiteten
Schaltbewegung ist der Pin der Schaltung schneller als der Schaltaktor. Während
der restliche Teil der Wählbewegung ausgeführt wird (Schaltfinger und
Schaltgabeln stehen in Neutral), läuft der Schaltaktor weiter, sodass der Schaltaktor den
Pin eingeholt hat, wenn der Wählvorgang abgeschlossen ist. Anschließend wird
die Antriebsbewegung zum Schalten wieder beschleunigt und der Gang eingelegt.
In Fig. 66 ist der Zusammenhang von Wähl- und Schaltweg dargestellt.
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Durch die Überschneidung und den Wegfall eines Teils der
Beschleunigungsphase der Schaltbewegung verkürzt sich die Betätigungszeit insgesamt, wie auch aus
Fig. 65 ersichtlich.
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Es ist auch möglich, dass die Betätigungskraft beim Herausnehmen und beim
Einlegen eines Ganges angeglichen wird.
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Der Kraftverlauf der Schaltkraft über den Betätigungsweg von einer Gangendlage
zu einer anderen ist ungleichförmig, wie in Fig. 67 dargestellt. Während beim
Herausnehmen des Ganges nur geringe Reibungskräfte zu überwinden sind,
treten beim Einlegen eines Ganges wesentlich größere Kräfte auf. Das zur
Erzeugung der Kräfte notwendige Antriebsmoment ist abhängig von der aktuellen
Übersetzung, die durch das Verhältnis von Antriebsdrehwinkel zu Abtriebsdrehwinkel
am jeweiligen Punkt auf dem Kurvenprofil gegeben ist. Um das Antriebsmoment
über den ganzen Schaltweg anzugleichen, wird für das Einlegen des Ganges
mehr Weg/Drehwinkel an dem Kurvengetriebe verwendet als zum Herausnehmen
des Ganges, wie dies in Fig. 68 dargestellt ist.
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Der Ablauf ist in Fig. 68 beispielhaft angedeutet. Ausgehend von der Ruhelage
des Pins im Punkt 1 (die Position des Pins kann sich im Bereich des Spiels frei
einstellen), wird das Kurvengetriebe bewegt, und die Schaltung (Gang
herausnehmen) begonnen. Die Flanke des Kurvengetriebes für das Herausnehmen des
Ganges (Punkt 2) ist steiler als die Flanke für das Einlegen des Ganges (Punkt 3),
sodass sich das Kraftniveau für den Aktor in beiden Fällen angleicht. In Punkt 4
hat der Pin den gesamten Schaltweg zurückgelegt. Um Sicherzustellen, dass der
Gang vollständig eingelegt wird, kann noch bis zum Punkt 5 weitergefahren
werden. In Punkt 6 ist wiederum die Endstellung erreicht, der Pin kann sich, der
Position der Schaltgabel folgend, innerhalb des zur Verfügung stehenden Spiels frei
einstellen.
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Selbstverständlich kann die Stufung der Steigung des Kurvengetriebes auch mehr
als zwei Stufen aufweisen und/oder sogar kontinuierlich an das im jeweiligen
Punkt wirkende Lastniveau angepasst werden.
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Nachfolgend wird gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden
Erfindung eine Rastierung, insbesondere für einen Kupplungsaktor, vorgesehen.
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Beim EKM-Aktor kann eine magnetische Rastierung des E-Motors vorgesehen
sein, um ein Überhitzen des E-Motors zu verhindern. Die Wirkung beruht auf der
bevorzugten Ausrichtung des Blechpakets des Rotors im Magnetfeld der
Permanentmagneten. Da die Übersetzungsstufe nicht ganz selbsthemmend ist, kann es
bei ungünstiger Stellung des Ankers dazu kommen, dass der Aktor nicht
selbsthaltend ist und entweder losläuft oder vom Lageregler durch Dauerbestromung in
seiner aktuellen Stellung gehalten wird. Als Abhilfemaßnahme kann die Software
eine magnetische Rastierung suchen und den Sollweg auf eine Raststellung
verschieben.
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Es wird eine Rastierung vorgestellt, die in der Lage ist, den Kupplungsaktor gegen
die permanente Kraft der Anpreßfeder der Kupplung zu hatten, ohne dass der
Aktor bestromt werden muss. Dies ermöglicht die Verwendung eines Getriebes
mit hohem Wirkungsgrad und eventuell einen kleineren Motor.
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Die Rastierung kann sich z. B. über dem Aktorweg wiederholen, sodass eine
bestimmte, ausreichende Anzahl von Stellungen über dem Aktorweg eingenommen
werden kann. Die Rastierung arbeitet reibungs- und massefrei, sodass bei
geeigneter Auslegung ein hoher integraler Wirkungsgrad erreicht werden kann.
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Der Aktor zur Betätigung einer Fahrzeugkupplung arbeitet gegen die
Federwirkung der Anpressfeder in der Kupplung. Diese Feder bedeutet für den Aktor also
eine permanente Gegenlast. Der Aktor muss aufgrund seiner Funktion beliebige
Stellungen einnehmen können und diese Stellungen über längere Zeit halten. Der
Aktor soll schnell sein, um die Kupplung bei Schaltwunsch schnell öffnen zu
können und so die Gesamtgangwechselzeit möglichst gering zu halten. Die
Mindestauslegung des E-Motors ergibt sich aus der Kraft-Ausrückweg-Kennlinie der
verwendeten Kupplung. Der Motor soll klein und leicht sein, um die engen
Bauraumforderungen und Anforderungen an die Wirtschaftlichkeit moderner Kraftfahrzeuge
zu erfüllen. Ein leichter Motor geht einher mit geringem Trägheitsmoment des
Motors, welches der Dynamik des Antriebs zugute kommt. Es gibt verschiedene
Möglichkeiten diese Anforderung zu realisieren.
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Als eine Möglichkeit sei ein Elektromotor mit einem nachgeschaltetem Getriebe
mit hohem Wirkungsgrad gerannt. Problematisch ist hierbei das Halten einer
einmal angefahrenen Stellung gegen die Kraft der Feder. Die Federkraft würde
ein Zurückdrehen des Antriebs bewirken. Dies kann z. B. durch einen Lageregler
mit permanenter Bestromung des Motors verhindert werden. Die eingesetzten
Motoren können aus thermischen Gründen nicht so ausgelegt werden, dass eine
Dauerbestromung möglich ist (Gewicht, mangelnde Dynamik, hoher Aufwand für
Kühlung). Aus energetischer Sicht könnte eine Dauerbestromung problematisch
sein. Beim Kupplungsaktor ist es also erwünscht, dass das Gesamtsystem
rückwärts selbsthaltend ausgeführt wird.
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Als andere Möglichkeit können Übersetzungsgetriebe mit hohen Übersetzungen
in einer Stufe und relativ schlechten Wirkungsgrad (Schneckengetriebe)
eingesetzt werden. Diese Getriebe sind bei geeigneter Auslegung bei
Momentenbeaufschlagung vom Abtrieb her selbsthemmend. Damit kann eine Stellung
eingenommen werden und ohne weitere Motorbestromung gehalten werden.
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Als weitere Möglichkeit kann z. B. eine Kombination aus E-Motor, Getriebe mit
hohem Wirkungsgrad und separater Lastmomentensperre (entsperrbare Freiläufe, z. B. Schlingfedern oder ähnliche) genannt werden. Diese Systeme nutzen den
hohen Wirkungsgrad des Getriebes zur Einstellung eines geforderten Wegs und
halten diese Stellung auch ohne Bestromung des E-Motors.
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Die andere Lösung dieses Problems könnte darin bestehen, dass durch eine
antriebsseitige Rastierung ein Moment erzeugt wird, welches in Verbindung mit der
hohen Übersetzung der Getriebestufe in der Lage ist, das Gesamtsystem gegen
die Federkraft zu halten. Die Rastierung kann derart ausgelegt werden, dass das
Rastmoment in bestimmten Stellungen immer wieder auftritt und zwischen cliesen
Stellungen aber als antreibendes Moment genutzt wird.
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In Fig. 69 wird eine antreibende Wirkung einer Rastierung schematisch
dargestellt. Die Rastierung kann u. U. nur in bestimmten Stellungen möglich sein. Es
kann also nicht jede beliebige Stellung längere Zeit gehalten werden. Die
Intervalllänge der Raststellungen sollte also möglichst kurz gewählt werden. Eine gewisse
Diskretisierung der Wegstellungen ist aber durchaus zulässig. Damit ergibt sich
aus energetischer Sicht ein hoher Gesamtwirkungsgrad, da das Integral der
Haltekraft über mehrere Rastzyklen nahezu null wird. Insgesamt kann dadurch ein
integraler Ausgleich der Kräfte erreicht werden, wie dies in Fig. 70 angedeutet
wird.
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Um den Wirkungsgrad dieser Rasteinrichtung möglichst hoch anzusetzen, kann
ein berührungsloses System vorgeschlagen werden. Auf der Drehachse des
antreibenden Motors kann ein Magnet angebracht werden, der z. B. sektorförmig
oder lateral magnetisiert ist. Dieser Magnet steht in magnetischer Wechselwirkung
mit einem gehäusefesten Magneten, der sektorförmig oder lateral magnetisiert ist.
Damit ergeben sich Vorzugsstellungen für den Motor. In den Zwischenstellungen
versucht das System, die Raststellung einzunehmen. Mehrere mögliche
Ausführungsformen sind in Fig. 71 dargestellt.
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Der Elektromotor an sich weilst bereits eine gewisse Rastwirkung auf. Es ist
deshalb wichtig, die motorinternen Vorzugsstellungen bei der Montage der
Rasteinrichtung mit den externen Raststellungen zu synchronisieren und die Wirkungen
zu addieren.
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Es ist auch möglich, einen oder beide Magnete als einfache Magnete auszuführen
und die mehrfache Rastwirkung durch z. B. sternförmige Bleche oder Blechpakete
herbeizuführen, wie dies in Fig. 72 angedeutet ist.
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Die Anordnung der Magnete kann direkt auf der Motorwelle, auf die
Zwischenwellen im Getriebe und/oder an den ohnehin vorhandenen Zahnrädern im Getriebe
erfolgen.
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Außerdem kann einer der Magnete gleichzeitig für einen Lagesensor des
Systems benutzt werden, indem das mit der Bewegung veränderliche Magnetfeld
zum Beispiel über eine oder mehrere Hall-Zellen abgetastet wird. In Fig. 73 wird
ein Rastmagnet als Lagegeber schematisch dargestellt.
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Problematisch können die induzierten Ströme sein, da Bewegungen stattfinden,
die eine rechtwinklig zum Magnetfeld ausgerichtete Komponente haben, können
Spannungen induziert werden. Diese Spannungen führen bei der Verwendung
von leitfähigem Material zu einem Stromfluss (Wirbelstrom), der wiederum eine
Gegeninduktion hervorruft, womit das System als Bremse arbeiten würde. Um
diesen Verlust zu vermeiden, muss das Material Wirbelströme verhindern. Zum
einen können die Magneten mit Kunststoff umspritzt werden (Isolationswirkung),
zum anderen können eventuell eingesetzte Bleche mit isolierenden
Zwischenlagen vorgesehen werden (siehe Transformatoren).
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Als zweites Problem stellt sich die Hysterese beim Wechsel des Magnetfeldes
dar. Sie stellt einen Energieeintrag in das Magnetmaterial dar und führt zur
Erwärmung des Magneten, also ebenfalls zum Verlust. Es muss also ein Material
mit sehr geringer Hysterese verwendet werden.
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Nachfolgend wird eine mögliche konstruktive Ausführung und Abschätzung der
Wirksamkeit der Wählelastizität bei einem ASG-Getriebesteller gemäß einer
weiteren Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben.
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Eine vorgespannte Elastizität als Energiespeicher bei elektromotorischen
Stellantrieben ist vom Prinzip her und in zahlreichen konstruktiven Ausführungen
möglich. Bei dem Schaltungs-Verstellantrieb ist die Verwendung des Kraftspeichers
als Überlastschutz möglich. Beispielsweise, wenn Stoßlasten durch folgende
Maßnahmen entstehen:
durch die Ansteuerung des Stellmotors auf Basis fehlerhafter Wegmeßsignale
und/oder
durch mißbräuchliche Verwendung
wenn das Betätigungselement (z. B. Schaltfinger) auf einen Anschlag auftrifft und
die Rotationsenergie des Ankers in Verformungsenergie umgesetzt wird. Die
vorgespannte Elastizität als Kraftspeicher nimmt einen Teil der Bewegungsenergie
auf und verringert dadurch die Stoßlast.
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Der Einbau der Wählelastizität in die Zentrale Schaltwelle (ZSW) kann im
Zusammenwirken mit einem Spindelantrieb für die Wählbewegung in dem ASG-
Prototyp realisiert werden.
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Der vorliegenden Ausführungsform liegt insbesondere die Aufgabe zugrunde, die
Wählelastizität in der ZSW im Zusammenwirken mit einem Zahnstangen/Ritzel-
Antrieb für die Wählbewegung zu verwirklichen. Dabei sind folgende Funktionen
abzudecken:
Radialführung der Zahnstange
Ermöglichen der Relativdrehung zwischen Zahnstange (nur Hubbewegung) und
ZSW (Hub- und Schwenkbewegung)
Übertragung der Wählkraft von der Zahnstange auf die ZSW
Ausgleich der Fluchtungsfehler aufgrund Koaxialitätstoleranzen und Spielen der
ZSW und der Zahnstange
-
Bei der vorliegenden Ausführungsform kann z. B.
eine zweiseitig wirkende, vorgespannte Feder, und/oder
eine zweifach im Aktorgehäuse gelagerte ZSW und/oder
eine im Aktorgehäuse gelagerte Zahnstange und/oder
ein Kugelgelenk als kraftleitendes Element zwischen Zahnstange und Federkäfig
und/oder
ein weiteres Kugelgelenk, das gebildet wird aus Scheiben mit sphärischer
Außenkontur, und entsprechenden Gegenscheiben, eingebaut zwischen Feder und
ZSW.
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Die Zahnstange wird durch die Ritzelzähne an einer Verdrehung gehindert. Die
ZSW dreht sich zur Ausführung der Schaltbewegung unter der Zahnstange durch
und bewirkt ein Reibmoment um die Drehachse auf die Zahnstange. Da die
Zahnstange direkt am Aktorgehäuse geführt ist, lässt sich die Ritzel-Zahnstangen-
Verzahnung mit geringem Nennspiel auslegen, so dass der Effekt des
Kantentragens der Ritzel-Zahnstangen-Verzahnung wenig ausgeprägt ist.
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Die Kugelgelenke gleichen Fluchtungs- und Winkelfehler zwischen der ZSW und
der Zahnstange aus. Das Kugelgelenk mit dem kleineren Kugelradius bewirkt
kleine Reibmomente, so dass die Relativdrehung in diesem Gelenk stattfindet.
Das Kugelgelenk, dass aus ölen Scheiben mit sphärischer Außenkontur gebildet
wird, führt lediglich Bewegurnen zum Versatzausgleich durch.
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Solange die Betätigungskraft die Vorspannkraft der Feder nicht überschreitet, ist
die Feder gegen den Federkäfig gespannt. Auf die sphärischen Scheiben wirkt
lediglich die Betätigungskraft, so dass das Reibmoment hierzu in linearem
Zusammenhang steht. Bei geeigneter Materialwahl ist sichergestellt, dass die zum
Versatzausgleich notwendigen Relativbewegungen in den Kugelgelenken nicht
durch Reibkräfte verhindert werden.
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Nachfolgend wird eine Abschätzung der Wirksamkeit der Wählelastizität
vorgesehen. Die kinetische Energie des E-Motor-Ankers bei einer best. Drehzahl wird
beim Auftreffen auf einen Anschlag in Verformungsenergie umgesetzt. Mit der
Grundsteifigkeit und den Federdaten lassen sich die Stoßmomente aus dem
Energiesatz berechnen (verlustfreies System). Gegenübergestellt wird
eine lineare Grundsteifigkeit (Aktor ohne Wählelastizität) und
eine dreistufige Elastizität mit Vorstufe, Federstufe und Blockstufe (Aktor mit
Wählelastizität).
Daten zur Berechnung (bezogen auf das Ritzel)
Federdaten
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Mit den Daten ergibt sich für das dynamische Moment mit bzw. ohne
Wählelastizität der in Fig. 74 dargestellte Verlauf.
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In Fig. 75 wird eine Getriebeverstelleinheit mit je einem E-Motor mit
Schneckengetriebe für den Schalt- (1) und den Wählantrieb (2) dargestellt. Die
Verstellbewegungen werden über die ZSW (3) auf den Schaltfinger (4) übertragen, indem eine
Drehung der ZSW eine Verschiebung der Schaltstangen (5) bewirkt und durch
das Heben/Senken die Ganggasse ausgewählt wird. Die ZSW ist mit zwei
Lagerstellen im Aktorgehäuse gelagert, die zylindrische Mantelfläche der Zahnstange
stützt sich in der Gehäusebohrung radial ab.
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Fig. 76 zeigt die konstruktive Ausführung der Wählelastizität, welche in die ZSW
integriert wird. Die Stange (2) ist fest mit der Zahnstange (1) verbunden, z. B. als
Einlegeteil beim Spritzgießen. Die Gelenkkugel der Stange wird durch ein
seitliches Fenster in den Federkäfig (6) eingeführt, und nach oben in die sphärische
Gegenfläche des Federkäfigs gebracht. In dieser Position wird die Gelenkkugel
der Stange durch den Innenteil des Federkäfigs (7) gehalten.
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Die vorgespannte Feder ist zwischen den Scheiben mit sphärischer Kontur
gehalten. Die Scheiben sind zwischen dem Außen- und Innenteil des Federkäfigs sowie
zwischen der ZSW und dem in der ZSW eingebauten Wellensicherungsring
gehalten. Übersteigt die Betätigungskraft die Federvorspannkraft, wird die Feder
zusammengedrückt unabhängig von der Kraftrichtung. Zwischen dem Innenteil
des Federkäfigs und der ZSW oder zwischen den Scheiben und dem Federkäfig
lässt sich ein Anschlag ausbilden, der den Federweg begrenzt.
-
Ein weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung kann einen
Überlastungsschutz des Wähl- bzw. des Schaltantriebs betreffen.
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Das automatisierte Schaltgetriebe (ASG) soll eine hohe Ausfallsicherheit aller
Systemkomponenten aufweisen. Besonders problematisch, bezüglich der
Ausfallsicherheit zu werten, sind Bauteilausfälle, die auf einer Vorschädigung durch
missbräuchliche Verwendung beruhen und sich aber erst viel später im Betrieb
vollziehen, da die Ursache praktisch nicht nachzuweisen ist und somit dem ASG
zugeschoben wird.
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Bei elektromotorischen Systemen könnte der Fall eintreten, dass die E-Motoren
nicht durch Verwendung des Steuergerätes betrieben werden, sondern direkt an
eine 13 V-Versorgung angeklemmt werden, z. B. in der Werkstatt. Der
softwareseitig installierte Schutz vor Überdrehzahlen und/oder Überlasten wird dann nicht
wirksam, sodass es zum Bruch bzw. zur Vorschädigung der Bauteile kommen
kann.
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Alleine die kinetische Energie des Ankerpaketes führt bei 13 V
Klemmenspannung beim Anfahren eines Anschlags mit 13 V Klemmenspannung zu
Bauteilbelastungen, die u. U. unvergleichlich größer sind als die max. Lasten bei Verstell-
bzw. Tastvorgängen. Das Anzugsmoment des E-Motors bei 13 V kommt dabei
noch hinzu. Insbesondere sind die Bauteile mit Laufverzahnungen, wie
Schneckenrad, Ritzel, Zahnstange usw., gefährdet.
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Der zur Verfügung stehende Bauraum gestattet u. U. nicht, eine zusätzliche
Elastizität einzubringen, die in nennenswertem Umfang kinetische Energie speichern
kann und auf diese Weise die Bauteilbelastung senkt. In anderen Fällen kann eine
besonders steife Übertragungsstrecke (z. B. aktorinterne Anschläge) dazu führen,
dass der Anteil der kinetischen Energie nicht ausreicht, den die Schaltelastizität in
ihrer bisherigen Ausführung aufnehmen kann, um die Bauteile zu schützen. In
diesen Fällen ist eine andere Art des Überlastschutzes notwendig.
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Die Verstellmechanik kann mit Überlastkupplungen ausgerüstet werden, die bei
Überschreiten einer bestimmten Kraftschwelle auslösen. Eine definierte (z. B.
winkel- bzw. wegtreue) Wiedereinrastung ist nicht zwingend erforderlich. Unterhalb
der Auslöseschwelle verhalten sich die Überlastkupplungen wie formschlüssige
Verbindungen.
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Für den Wählantrieb kann die Auslöse-Kraftschwelle z. B. knapp oberhalb des für
das Tasten notwendigen Kraftniveaus gelegt werden.
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Die Überlastkupplung kann z. B. durch eine in axialer Richtung eingebaute;
vorgespannte Feder und eine Einrichtung zur Erzeugung einer
drehmomentproportionalen Axialkraft, realisiert werden. Die drehmomentproportionale Axialkraft kann
beispielsweise durch in Umfangsrichtung angeordnete keilförmige Laufflächen,
auf denen ein Körper mit geeignet geformten Gegenflächen (z. B. kugelförmig)
anliegt, erzeugt werden. Der Körper mit den Gegenflächen wird durch die
Federvorspannung auf die keilförmigen Laufflächen gedrückt. Die Federvorspannung
ermöglicht eine Drehmomentübertragung, solange die durch das Drehmoment
erzeugte Axialkraft des Keilgetriebes kleiner ist als die Federvorspannkraft. Wenn
die durch das Drehmoment erzeugte Axialkraft des Keilgetriebes größer wird als
die Federvorspannkraft, wird eine axiale Verschiebung eines der beteiligten
Bauteile gegen die Federlast der vorgespannten Feder bewirkt. Wenn die axiale
Verschiebung groß genug ist, verlassen die Gegenflächen die keilförmigen
Laufbahnen, sodass eine Drehmomentübertragung nicht mehr möglich ist.
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Eine mögliche konstruktive Ausgestaltung ist in Fig. 77 dargestellt. Die
keilförmigen Laufflächen sind im Schneckenrad (1) eingeformt, der Körper mit den
Gegenflächen (3) ist mit der Feder (5) verbunden, z. B. in Form einer
kunststoffumspritzten Mäanderfeder. Auf der anderen Seite greift die Feder in eine
Drehmomentmitnahme, die z. B. direkt am Ritzel (6) angeformt ist. Das Ritzel wird axial auf der
Lagerungsachse gehalten und kann z. B. mit Laufflächen für die Dichtungen (4)
und (8) versehen werden.
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Das Schneckenrad und das Ritzel können mit einer axialen Verbindung (7)
gegeneinander fixiert werden, sodass die Federkraft nicht auf die äußeren
Anlaufbunde wirkt. Dadurch wird ein Teil des zu übertragenden Drehmomentes bereits
über die axiale Verbindung geleitet, welches bei der Federauslegung
berücksichtigt werden muss.
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Die Dichtungslaufflächen körnen auch in den Ritzeln bzw. einem anderen
angrenzenden Bauteil angeformt werden, und die Drehmomentmitnahme der Feder
am Schneckenrad ausgebildet sein: Die Feder kann auch als (geschlitzte)
Tellerfeder sowie als lineare oder progressive Druckfeder - in Verbindung mit einer
axial verschiebbaren Drehmomentmitnahme zwischen dem Körper mit den
Gegenflächen und dem Ritzel - ausgeführt werden. Die Überlastkupplung kann auch an
einer anderen Stelle in der Übertragungsmechanik eingebaut werden.
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Nachfolgend wird ein Zusammenwirken der Überlastkupplung mit der Steuerung
beschrieben.
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Die Stellweginformation erfolgt durch Auswertung der antriebsseitigen,
inkrementeIle Wegsensoren. Zur Erfassung der Absolutposition wird das Ertasten von
festen Anschlägen benutzt (Referenzfahrt).
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Unterhalb der Auslöseschwelle der Überlastkupplung verhält sich das System
steif, sodass für das Tasten keine Nachteile zu erwarten sind. Wenn die
Auslöseschwellen überschritten werden, muss die Absolutposition neu abgeglichen
werden.
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Durch Versuchsreihen wird der von der Verstellmechanik in Abhängigkeit der
relevanten Einflussgrößen (z. B. Temperatur) mindestens ertragbare Wert der
elastisch aufnehmbaren Energie und der dabei auftretenden Kraftspitze ermittelt. Die
Überlastkupplung wird derart ausgeführt, dass sie bei einer Kraftschwelle
unterhalb der ertragbaren Kraftschwelle auslöst:
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In der Steuerung wird das Lastmoment als Summe des kinetischen
Drehmomentes und des elektrischen Drehmomentes anhand der Drehzahl- und PWM-Signale
laufend mitberechnet und mit einem festgelegten Grenzwert MGrenz, min
verglichen, der unterhalb der unteren Toleranzgrenze der Auslöseschwelle der
Überlastkupplung liegt, wie in Fig. 78 schematisch beschrieben. In Fig. 78 wird eine
Berechnungslogik zur Auslösung von Referenzfahrten bei Verwendung von
Überlastkupplungen in Verbindung mit inkrementeller Wegmessung angegeben.
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Übersteigt das Lastmoment den Grenzwert, wird das Vertrauensmaß
herabgesetzt. Dadurch wird eine Referenzfahrt zum Abgleich (an zumindest einem
getriebe- bzw. aktorinternen Anschlag) ausgelöst. Wird diese Referenzfahrt incl.
Ertasten des zumindest einen Anschlags erfolgreich ausgeführt, kann die
Wegmessung daran abgeglichen werden. Das Vertrauensmaß kann erhöht und die
Verstellbewegung geeignet durchgeführt werden. Zum Schutz vor missbräuchlicher
Verwendung kann z. B. wenigstens ein "intelligenter" Stellmotor vorgehen sein.
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Beispielsweise könnte das Abziehen der Stecker als Unterbrechung eines
Überwachungsstromkreises erkannt werden und beim Wiederanlegen einer Spannung
das Senden einer Identifikation des Steuergerätes vorausgesetzt werden, bevor
die Stellmotoren das PWM-Signal annehmen. Auf diese Weise könnte der
Missbrauch durch Verwendung ohne Steuergerät (direktes Anklemmen an eine 13 V-
Versorgung), verhindert werden, ohne dass dabei Nachteile entstehen.
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Ebenso kann geprüft werden, ob die Sensorversorgungsspannung anliegt, bevor
das Leistungssignal freigeschaltet wird. Dies kann beispielweise durch die
Zwischenschaltung eines Triacs oder zweier gegensinnig eingebauter Thyristoren
bzw. Transistoren in die Leistungsversorgung des Motors geschehen, wie dies in
den Fig. 79 und 80 angegeben ist. In Fig. 79 ist ein Triac mit
Sensorversorgungsspannung als Zündspannung in der Leistungsversorgung im Stellmotor
vorgesehen. In Fig. 80 sind gegensinnig eingebaute Transistoren mit
Sensorversorgungsspannung als Steuerspannung in der Leistungsversorgung im Stellmotor
vorgesehen.
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Die Sensorversorgungsspannung wird als Zündspannung der Triacs bzw.
Thyristoren bzw. als Steuerspannung der Transistoren verwendet. Ohne anliegende
Sensorversorgungsspannung haben die Triacs, Thyristoren bzw. Transistoren
einen hohen Durchlasswiderstand, sodass beim Anlegen einer 13 V-Versorgung
keine nennenswerte Ströme fließen.
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Erst wenn die Sensorversorgungsspannung als Zünd- bzw. Steuerspannung
anliegt, wird der Durchlasswiderstand in der Leistungsversorgung stark abgesenkt
und der Betrieb der Motoren ermöglicht.
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Nachfolgend wird gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden
Erfindung insbesondere eine Adaption der Ruhepositionen bei geschaltetem Garrg der
Schaltabsichts- und Gangerkennung unter Berücksichtigung des Axialspiels der
An- und Abtriebswelle des Schaltgetriebes vorgesehen.
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Bei einer möglichen Implementierung der Adaption der Ruhepositionen bei
geschaltetem Gang in der Software der AK können direkt nach der Inbetriebnahme
meist die größten Veränderungen auftreten, d. h. die im Betrieb mit den Sensoren
aufgezeichneten Positionen weichen von denen bei der Inbetriebnahme ab. Zum
einen können als Ursache Fehler bei der Inbetriebnahme sein, wie z. B. ein nicht
vollständig eingelegter Gang.
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Es ist möglich, dass die auftretenden Axialspiele ebenso Einfluss haben können,
da diese bei der Inbetriebnahme und im Betrieb infolge der auftretenden
Axialkräfte bei entsprechendem Lastzustand in unterschiedliche Richtungen überbrückt
werden können. Die Ursache für die Axialbelastung bei Momentenübertragung
kann die Schrägverzahnung der Gangräder sein.
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Um diesen Effekt zu vermeiden, kann z. B. im Betrieb die Stellung als Ruhelage
sensiert werden, bei der die Axialspiele in gleicher Richtung wie bei der
Inbetriebnahme überbrückt werden. Aufgrund der Orientierung der vorhandenen
Schrägverzahnungen stellt sich diese für die Gänge 2 und 4 im Betrieb bei Zugbetrieb
und für die Gruppe 1, 3, 5 und R bei Schubbetrieb ein.
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Es ist auch denkbar, dass die Adaption einmalig pro Betriebsphase (Zeit zwischen
Zündung ein und aus) vorgenommen wird.
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Des weiteren kann in der Steuerung der jeweilige Zuwachs der Ruhepositionen
vom Wert der Inbetriebnahme ermittelt, gespeichert und als Adaptivparameter
nach "Zündung aus" abgelegt werden.
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Die Mittelwertbildung pro Betriebsphase kann z. B. nicht explizit vorgenommen
werden, sondern es ist möglich, dass die Summe der Einzelwerte und ein Zähler
abgelegt werden.
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Darüber hinaus kann vorgesehen sein, dass eine Adaption am Ende der
Betriebsphase nur zugelassen wird, wenn für die entsprechende Ruheposition eine
Mindestanzahl von Schaltvorgängen vorgenommen wurde.
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Schließlich ist es möglich, dass eine Adaption nur zugelassen wird, wenn die
Sensorsignale in plausiblen Bereichen liegen (z. B. überprüfen auf Einhaltung
eines Maximal- und Minimalwerts).
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Eine weitere Ausgestaltung der hier vorgeschlagenen Erfindung kann z. B. eine
Detektion des Axialspiels der Getriebewellen vorsehen. Infolge des Axialspiels der
Getriebewellen ist die sensierte Stellung der Schiebemuffe bei geschaltetem
Gang lastabhängig und damit nicht eindeutig. Durch diesen Effekt entstehen
Folgen für die Adaption der Ruhepositionen bei geschaltetem Gang und die
Schaltabsichtserkennung nach einer PT1-Strategie:
Adaption der Ruhepositionen bei geschaltetem Gang
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Durch das Axialspiel kann die im Betrieb sensierte Position bei geschaltetem
Gang bei ungünstigem Lastzustand von der idealen Position der Inbetriebnahme
abweichen, d. h. der als Referenz für die Adaption der Ruheposition
herangezogene Sensorwert kann um das Axialspiel in die falsche Richtung verschoben sein.
Wenn das Axialspiel bekannt wäre, dann könnte dieses bei der Adaption
berücksichtigt werden und die jeweils sensierten Stellungen korrigiert werden.
Schaltabsichtserkennung nach PT1-Strategie
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Infolge eines Schub-Zugübergangs kann im Extremfall das Axialspiel der
Getriebewellen vollständig überbrückt werden. Wenn das Spiel der Außenschaltung
ausreichend klein ist, dann wird diese sprunghafte Positionsänderung vollständig
auf den Schalthebel übertragen, die dann mit dem Schaltabsichtspotentiometer
sensiert wird. Übersteigt dieser Sprung bestimmte Grenzen, dann kann eine
Fehlauslösung nach PT1-Strategie erfolgen. Im Detail sollte zur sicheren Vermeidung
einer Schaltabsicht der Offset der PT1-Strategie größer sein, als das maximal
auftretende Axialspiel. Um den Offset der PT1-Strategie im Sinne dieser Bedingung
abstimmen oder im Betrieb adaptieren zu können, muss das Axialspiel bekannt
sein.
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Eine mögliche Lösung der unter a) und b) beschriebenen Probleme kann z. B.
durch eine Detektion des Axialspiels erreicht werden.
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Bei eingelegtem Gang wird aus den auftretenden Stellungen gangabhängig der
jeweilige mit dem getriebeseitigen Sensor ermittelte Maximal- und Minimalwert
bestimmt und abgespeichert. Diese Suche wird über die gesamte Betriebsphase
(Zeit zwischen Zündung ein und aus) durchgeführt, sodass man gangabhängige
Maximal- und Minimalwerte erhält. Diese können nach Ende der Betriebsphase
ebenso abgespeichert werden, sodass der Abgleich der Minimal- und
Maximalwerte über die Lebensdauer des Fahrzeugs ausgedehnt werden kann. Die so
ermittelte gangabhängige Differenz zwischen den sensierten Maximal- und
Mmimalwerten ist gleich oder zumindest proportional zum gangabhängig auftretenden
Axialspiel.
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Die Suche der jeweiligen Minimal- und Maximalwerte der sensierten Stellungen
kann z. B. nur erlaubt sein, wenn die folgenden Bedingungen eingehalten werden:
Ein Gang muss erkannt sein (Gangnummer ungleich null).
Das Fahrzeug muss sich im Zustand "Fahren" befinden.
Die Schalthebelgeschwindigkeit muss kleiner sein als ein bestimmter
Schwellenwert.
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Die als Differenzweg am Schalthebel gemessene Kraft muss kleiner sein als eine
bestimmte Schwelle (proportional zur Auskuppelschwelle).
Der Gang muss bestimmte Zeit geschaltet sein.
Das Vorzeichen des Motormoments muss einmal gewechselt haben (Gang sollte
sicher geschaltet sein).
Es darf keine Ersatzstrategie wirksam sein.
Die Sensorwerte sollten innerhalb plausibler Bereiche liegen.
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Selbstverständlich können die genannten Bedingungen auch beliebig miteinander
kombiniert werden.
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Zur Kompensation von Abweichungen der Steuer-/Regelstrecke vom
Nominalzustand können z. B. die Parameter des Streckenmodells anhand von Messungen
identifiziert und angeglichen werden, wie dies nachfolgend gemäß einer weiteren
Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben wird.
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Zur Kompensation von Abweichungen der Übertragungsstrecke wird beim EKM
zum einen eine Korrektur des Greifpunkts durchgeführt, und zum anderen durch
die Auswertung des dynamischen Gleichgewichts am Motor eine Korrektur des
Reibwertes vorgenommen. Durch die Auswertung des dynamischen
Gleichgewichts am Motor während Schlupfphasen erhält man eine Beziehung, die die
Abweichung des an der Kupplung übertragenen Moments vom
Sollkupplungsmoment beschreibt. Dabei besteht die Schwierigkeit, dass nicht unterschieden
werden kann, ob die Abweichung aufgrund von Fehlern im Motormomentsignal, oder
aufgrund von Fehlern der Übertragungsstrecke der Kupplung hervorgerufen
werden.
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Nachfolgend werden die gemessenen Signale aufgespaltet in die real wirkenden
Größen, denen zusätzlich Abweichungen zugeordnet werden. Somit ergibt sich
für die jeweiligen Signale:
Me = Me0 + ΔM,
MKsoll = MKist + ΔMk
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Für das Momentengleichgewicht der real an der Kupplung wirkenden Größen
ergibt sich je nach der Reibrichtung an der Kupplung (Schlupf > 0 → nmot > nget):
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Die Auswertung des Momentengleichgewichts am Motor unter Berücksichtigung
der fehlerbehafteten Größen ergibt:
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Bei der Bestimmung des Gesamtfehlers wird deutlich, dass sich der
Gesamtfehler, je nach Vorzeichen des Schlupfs, aus der Summe bzw. aus der Differenz der
Fehler auf der Motorseite und der Fehler auf der Kupplungsseite bestimmen
lassen kann.
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Um eine für jeden Betriebszustand gültige Korrektur der Fehlermomente
durchführen zu können, kann es sich anbieten, dass das Gesamtfehlermoment in die
Anteile der Motorseite und der Kupplungsseite zu trennen. Dies ist durch die
alleinige Auswertung des dynamischen Gleichgewichts am Motor nicht gegeben (eine
Gleichung, zwei Unbekannte). Eine Auswertung des dynamischen Gleichgewichts
zu aufeinanderfolgenden Zeitpunkten (zwei Gleichungen) ermöglicht die
mathematische Auflösung des Gleichungssystems. Geometrisch bedeutet dies
allerdings, dass der Schnittpunkt von zwei nahezu parallelen Geraden gesucht wird.
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Dies kann zu numerischen Problemen führen. Eine Auswertung des
dynamischen Gleichgewichts zu verschieden Zeitpunkten kann aber numerisch stabil
sein, allerdings kann nicht garantiert werden, dass die auftretenden Fehler auf der
Motorseite bzw. auf der Kupplungsseite gleich geblieben sind.
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Wenn sichergestellt werden kann, dass die auftretenden Fehler eine Abhängigkeit
von verschiedenen Betriebsparametern (Motormoment, Kupplungsmoment,
Motordrehzahl. . .) aufweisen, kann durch das Eintragen des Gesamtfehlers in
Kennfelder (abhängig von den Betriebsparametern), wobei z. B. je ein Kennfeld für
positiven und negativen Schlupf verwendet wird, eine Trennung der Fehler auf der
Motorseite und der Kupplungsseite für jeden Betriebszustand in vorteilhafter
Weise durchgeführt werden.
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Dies wird deutlich, wenn die in die Kennfelder (Schlupf positiv, Schlupf negativ)
eingetragenen Differenzmomente für einen beliebigen Betriebszustand kombiniert
werden:
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Nachfolgend wird gemäß einer weiteren Ausgestaltung der vorliegenden
Erfindung ein Fliehkrafteinfluss auf den multiplikativen Steuerparameter (Reibwert)
und/oder eine softwareseitige Korrektur vorgesehen.
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Es ist denkbar, dass sich der Fliehkrafteinfluss bei der Kupplung eines
Fahrzeuges wie eine Erhöhung des Reibwertes mit dem Quadrat der Drehzahl äußert,
und zwar mit + 15% bei 6000 rpm. Bei der Dieselkupplung ist der Einfluss
qualitativ und quantitativ anders.
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Auf die Zentralausrückerposition während dem sogenannten Schnüffeln ist kein
Einfluss der Fliehkraft sichtbar. Dies kann durch eine Kompensation des
Fliehkrafteinflusses auf den Kupplungsdeckel erklärt werden. Ein Fliehkrafteinfluss auf
die Anpresskraft kann unabhängig davon ferner existieren.
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Zu vorbestimmten Fahrzeugen liegen Messungen vor, in denen bei langer Fahrt
mit hoher Drehzahl der Reibwert hochadaptiert wurde. Fig. 81 zeigt die
Ergebnisse von Reibwertadaptionen bei verschiedenen Drehzahlen. Die erkennbare
Drehzahlabhängigkeit ist quantitativ mit dem vorausgesagten Fliehkrafteinfluss
identisch.
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Qualitativ kann eine Reibwerterhöhung bei hohen Drehzahlen beobachtet werden
und eine darauffolgende Reibwertverringerung bei normalen Drehzahlen.
Allerdings werden Werte von + 20% bei 4000 rpm erreicht.
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Nach einer "Hochadaption" z. B. auf der Autobahn fallen nachfolgende
Schaltungen bei niedrigen Drehzahlen zu weich bzw. mit zuviel Schlupf aus.
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Eine Korrektur ist softwareseitig leicht vorzuhalten, indem mit einem
fliehkraftkorrigierten Reibwert gesteuert wird, d. h. die Umrechnungsroutinen Moment <-> Weg
kann modifiziert werden. Dabei können z. B. die Dateien K_KAUSMR.C und
K_MR.C verändert werden.
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Nachfolgend sind die möglichen Änderungen fett angedeutet.
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Der gewählte Rechenweg wurde hinsichtlich von Probleme mit Bereichsgrenzen
der Variablen und der Quantelung bei kleinen Werten überprüft. Die Änderung ist
verträglich mit dem Sensorfehler Motordrehzahl (bei Ersatzwert 1000 rpm wird um
0.4% korrigiert). Mit dem Eingriff in diese fundamentalen Berechnungsroutinen
zwischen Moment und Weg laufen auch alle Adaptionen, wie z. B. Rutschtests,
fliehkraftkorrigiert. Eine vorhandene Streuung des Fliehkrafteinflusses bei
mehreren baugleichen Kupplungen kann möglich sein.
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Eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung betrifft insbesondere ein
6-Gang-Getriebe mit einem geeigneten Getriebeaktor. Dabei wird insbesondere
eine Möglichkeit vorgeschlagen, wie die Komponenten zueinander positioniert
werden können.
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Es ist z. B. möglich, dass die Aktorwelle vorzugsweise parallel verschoben zur
Getriebewelle angeordnet wird. Nachfolgend werden verschiedene mögliche
Kinernatiken gezeigt, welche sowohl eine Axialkraft als auch ein Drehmoment
übertragen können. Diese verschiedenen Möglichkeiten werden anhand von
konstruktiven Kriterien miteinander verglichen. Selbstverständlich sind auch andere
geeignete Anordnungen der Komponenten möglich.
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Das Getriebe weist 6 verschiedene Geschwindigkeitsstufen auf und hat eine
Welle mit einem entsprechenden Umschaltmechanismus. Durch eine
entsprechende Bewegung des sogenannten Gearsticks kann die Welle in
geeigneter Weise bewegt werden, um einen Schaltvorgang zu ermöglichen.
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Der Getriebeaktor kann an verschiedenen Stellen an dem Getriebe angeordnet
werden.
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In Fig. 82 ist das Getriebe mit dem Getriebeaktor dargestellt, wobei die
Aktorwelle parallel zur Getriebewelle angeordnet ist. Dafür ist eine geeignete Verbindung
(2) vorgesehen, welche jeweils die Schalt- und Auswahlbewegungen und die
Kräfte von der Getriebewelle zur Aktorwelle übertragen.
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In Fig. 83 ist eine mögliche Ausgestaltung dargestellt, bei dem der Mechanismus
zwischen den Enden des Hebels (2) und der Nut an der Metallstange (1) und dem
Getriebesegmenten (3) vorgesehen ist.
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Eine mögliche Verbindung kann darin bestehen, dass als direkte
Getriebeverbindung zum Übertragen des Momentes und der Rotation ein bewegbares
Verbindungselement oder dgl. vorgesehen ist, mit dem axiale Kräfte und Bewegungen
übertragen werden können. Beispielhaft sind derartige Lösungen in den Fig.
82 und 83 dargestellt.
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In Fig. 84 ist eine mögliche Anordnung eines schwingenden
Verbindungssystems dargestellt. Dazu weisen die Teile 1 und 2 jeweils eine Verzahnung auf,
wobei ein Verbindungsteil (3) derart an dem Teil 2 angeordnet ist, dass das Teil 3
nicht axial zum Teil 2 bewegt werden kann. Das Teil 2 weist an der unteren Seite
eine Rippe oder ein Bund (4) auf. Die Achsen a und b sind parallel zueinander
angeordnet, sodass die Gewindezähne der Teile 1 und 2 ineinander greifen. Beim
Zusammenbau wird das Teil 1 axial bewegt bis die Zähne der Teile 1 und 2oberhalb des Bundes (4) ineinander greifen. Das Teil 3 wird dann in Richtung der
Pfeile 5 bewegt und ist an dem Teil 2 gesichert.
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Nachdem Zusammenbau werden anliegende Momente über die ineinander
greifenden Zähne der Teile 1 und 2 übertragen. Axialkräfte werden zwischen dem
Bund (4) und der unteren Seite des Teil 1 oder zwischen dem Teil 3 und der
oberen Seite des Teils 1 übertragen.
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In Fig. 85 ist ein gleitendes Übertragungssystem schematisch dargestellt. Bei
dieser möglichen Ausgestaltung ist eine Achse a vorgesehen, um die ein Teil 1
rotiert, wobei das Teil 1 eine Verzahnung aufweist. Um eine Achse b rotiert das
ebenfalls eine Verzahnung aufweisende Teil 2. Das Teil 2 hat an seiner unteren
Seite einen Ansatz oder einen Bund (4) und parallel verlaufende Flanken (5). Das
Teil 3 weist ebenfalls parallel zueinander verlaufende Flanken (6) auf, weiche mit
denen des Teils 2 aneinander liegen. Dadurch werden relative Drehbewegungen
zwischen diesen Teilen vermieden. Zusätzlich wird eine axiale Relativbewegung
des Teils 3 zu Teil 2 vermieden. Die Achsen a und b sind parallel zueinander
angeordnet, sodass die Getriebezähne der Teile 1 und 2 ineinander greifen können.
Während des Zusammenbaus wird das Teil 1 axial bewegt, bis die Zähne mit den
Zähnen des Teils 2 ineinander greifen und an dem Bund (4) anliegen, Das Teil 3
kann dann in die durch den Pfeil 7 angegebene Richtung gleiten, wobei Teil 1 und
Teil 2 axial gesichert werden.
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Nach dem Zusammenbau kann auch diese Ausgestaltung jedes auf die Teile 1
oder 2 übertragene Drehmoment durch die Flanken der ineinander greifenden
Zähne übertragen werden. Axialkräfte werden zwischen dem Bund (4) und der
Unterseite von Teil 1 oder zwischen dem Teil 3 und der Oberseite des Teiles 1
übertragen.
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Besonders vorteilhaft ist hierbei die kompakte Bauweise. Der Aktor braucht
lediglich entlang seiner Achse bis zu dem Bund bewegt werden. Eine Kopplung des
Mechanismus kann z. B. durch eine Öffnung in dem Getriebegehäuse erfolgen.
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Eine weitere Ausgestaltung kann z. B. durch eine entkoppelte Lösung erfolgen,
wobei eine spiegelsymmetrische Anordnung vorgesehen sein kann. In Fig. 86 ist
eine derartige Ausgestaltungsmöglichkeit gezeigt.
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Auf der linken Seite befindet sich die Achse a, um die ein Teil rotieren und entlang
gleitend kann, welches einen Schaft (1) und einen verzahnten Bereich (2)
umfasst. Auf der rechten Seite ist die Achse b angeordnet, um die ein ähnlich
ausgestaltetes Teil gleiten und rotieren kann, welches ebenfalls einen verzahnten
Bereich (3) und einen Schaft (4) aufweist. An dem Schaft ist eine Zahnstange (8)
angeordnet, welche drehbar vorgesehen ist jedoch nicht entlang des Schaftes (1)
gleiten kann. Ebenso ist an dem Schaft (4) eine weitere Zahnstange (7)
vorgesehen. Im rechten Winkel zu den Achsen a und b sind weitere Achsen c und d
vorgesehen, um welche die Rippe (5) und (6) rotieren.
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Die Achsen a und b sind derart parallel zueinander angeordnet, sodass die Zähne
der Teile 2 und 3 ineinander greifen. Die Achsen c und d sind zueinander parallel
angeordnet, wobei diese wiederum im rechten Winkel zu den Achsen a und b
stehen. Die vier Achsen sind also derart angeordnet, dass die Zähne der Teile
8-6 sowie 5-6 und 5-7 ineinander greifen.
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Während des Zusammenbaus werden die Teile 1 und 2 axial entlang der Achse a
bewegt bis die Zähne mit den Zähnen der Teile 3 und 4 ineinander greifen. Das
Teil 6 wird dann entlang der Achse d verschoben, bis die Zähne mit den Zähnen
der Teile 5 und 8 ineinander greifen. Das Teil 6 wird dann durch das Teil 1 axial
gesichert.
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Ein Drehmoment kann zwischen den Teilen 1 und 2 übertragen werden. Dabei
wird eine Kontaktkraft zwischen den Flanken der Zähne der Teile 2 und 3 erzeugt.
Dadurch wird ein Moment über die Achse b von dem Teil 3 auf das Teil 4
übertragen. Dieses Moment ist proportional zu dem Verhältnis des effektiven Radius der
beiden Verzahnungen.
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Eine Kraft parallel zur Achse a kann bei den Teilen 1 und 2 wie folgt übertragen
werden. Die Kraft wird auf das Teil 8 übertragen. Eine Kontaktkraft wird dann
zwischen den Flanken der Zähne 8-6, 5-6 sowie 5-7 erzeugt und bewirkt eine
axiale Kraft, welche auf das Teil 7 wirkt. Dadurch wird eine Kraft in den Teilen
3-4 in gleicher Richtung erzeugt. Diese Kraft ist proportional zum Verhältnis des
effektiven Radius der beiden Verzahnungen 5 und 6.
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Eine weitere spiegelsymmetrische Anordnung ist in Fig. 87 angedeutet. Auf der
linken Seite ist eine Achse a vorgesehen, wobei ein Teil um diese rotieren und
entlang gleiten kann, welche einen Schaft (4) und einen verzahnten Abschnitt (2)
aufweist. Auf der rechten Seite ist die Achse b vorgesehen, wobei ebenfalls ein
Teil mit einem verzahnten Abschnitt (1) und einem Schaft (3) vorgesehen ist,
wobei dieses Teil um die Achse h rotieren und entlang gleiten kann. Zwischen den
beiden Achsen a und b ist eine weitere Achse c vorgesehen. Um diese Achse
kann sich ein Hebel (5) bewegen. An den Enden des Hebels (5) sind Stifte (6 und
7) vorgesehen, welche jeweils in entsprechende Nuten an dem Teil 1 und 2
angeordnet sind.
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Die Achsen a und b sind derart parallel zueinander angeordnet, dass die Zähne
der Teile 1 und 2 ineinander greifen können. Die Achse c ist im rechten Winkel zu
den Achsen a und b angeordnet.
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Während des Zusammenbaus der Teile 2 und 4 werden diese axial entlang der
Achse a bewegt, bis die Zähne mit den Zähnen der Teile 1 und 3 ineinander
greifen. Das Teil 5 wird entlang der Achse c bewegt bis die Stifte (6 und 7) in die
entsprechenden Nuten eingreifen. Das Teil 5 muss dann axial an dem Teil 2
gesichert werden.
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Ein Drehmoment auf der Achse a kann durch die Teile 2 und 4 wie folgt
übertragen werden. Eine Kontaktkraft wird zwischen den Flanken der ineinander
greifenden Zähne der Teile 2 und 1 erzeugt. Dadurch kann ein Moment in den Teilen 3
und 1 auf die Achse b übertragen werden. Dieses Moment kann proportional im
Verhältnis des effektiven Radius der beiden Verzahnungen sein.
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Eine Kraft parallel zur Achse a kann durch die Teile 4 und 2 übertragen werden.
Eine Kontaktkraft wird demzufolge zwischen den Stiften in dem Teil 2 und dem
Stift (7) erzeugt. Dadurch wird ein Moment in dem Teil 5 erzeugt, welches als
Reaktion durch eine Kontaktkraft zwischen dem Stift (6) und der Nut in dem Teil 1
erzeugt wird. Dadurch wird wiederum eine Kraft in den Teilen 3 und 1 erzeugt. Die
Größe dieser Kraft kann proportional zu dem Verhältnis der effektiven Längen des
Hebels (c6) und (c7) sein. Die Richtung kann z. B. abhängig von c zu a und/oder
zu b sein.
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In Fig. 88 ist eine weitere mögliche Ausgestaltung eines spiegelsymmetrischen
Aufbaus dargestellt. Auf der linken Seite ist die Achse a vorgesehen, wobei ein
Teil sowohl um diese Achse rotiert als auch entlang dieser Achse verschoben
werden kann. Dieses Teil kann einen Schaft (1) und einen Schwingarm (2) mit
zwei kugelförmigen Köpfen (5 und 6) aufweisen. Auf der rechten Seite ist die
Achse b dargestellt, welche ebenfalls ein Teil aufweist, welches einen Schaft (3) und
einen Schwingarm (4) mit zwei kugelförmigen Aufnahmen (7 und 8) aufweist.
Zwischen den Teilen 2 und 4 sind zwei Verbindungsstangen (9 und 10) mit
kugelförmigen Aufnahmen (11, 12, 13 und 14) an ihren Enden vorgesehen. Jede
Aufnahme kann einen kugelförmigen Kopf aufnehmen, sodass Verbindungen
zwischen den folgenden Teilen vorgesehen sind: 11 und 5, 12 und 7, 13 und 6, sowie
14 und 8.
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Während dem Zusammenbau der Teile 1 und 2 werden diese axial entlang der
Achse a bewegt, bis die kugelförmigen Aufnahmen (11 und 13) derart angeordnet
sind, dass die kugelförmigen Köpfe (5 und 6) jeweils in die Aufnahmen
einsteckbar sind.
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Ein Drehmoment, welches über die Achse a aufgebracht wird, kann bei den Teilen
1 und 2 folgende Reaktionen auslösen. Die kugelförmigen Verbindungen (11 und
5) sowie (13 und 6) wirken als Zugstäbe, wobei eine entsprechende Kraft in die
Stangen (9 und 10) eingeleitet wird. Dadurch kann über die kugelförmigen
Verbindungen (12 und 7, sowie 14 und 8) ein entsprechendes Moment über die Teile
3 und 4 auf die Achse b übertragen werden. Dieses Moment kann proportional zu
den effektiven Radien der beiden Schwingarme sein.
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Eine Kraft parallel zur Achse a kann bei den Teilen 1 und 2 entsprechende
Reaktionen hervorrufen. Dabei werden die kugelförmigen Verbindungen (11 und 5
sowie 13 und 6) als Zugstab vorgesehen, sodass eine entsprechende Kraft in den
beiden Stangen (9 und 10) vorgesehen sein kann. Dadurch werden die
kugelkopfförmigen Verbindungen (12 und 7 sowie 14 und 8) eine entsprechende axiale
Kraft in den Teilen 3 und 4 entlang der Achse b aufbringen. Die Größe dieser
Kraft kann z. B. proportional zu dem Produkt des Sinuswinkels zwischen der
Achse a und den Teilen 9 und 10 dividiert durch den Sinuswinkel zwischen der Achse
b und den Teilen 9 und 10 sein.
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Des weiteren sind gekoppelte Getriebelösungen denkbar. In Fig. 89 ist eine
mögliche Ausgestaltung dargestellt, bei der eine winklig versetzte Verzahnung
vorgesehen ist. Auf der linken Seite ist die Achse a vorgesehen, um die ein Teil
rotieren und entlang der Achse verschoben werden kann. Dieses Teil umfasst
eine obere Verzahnung (1) und eine untere Verzahnung (2), wobei die
Verzahnungen (1 und 2) den gleichen effektiven Radius aufweisen. Die winklig versetzte
Verzahnung ist zueinander fixiert, wobei diese um die halbe Entfernung zwischen
zwei Zähnen zueinander versetzt sind. Auf der linken Seite ist die Achse b
vorgesehen, welche ebenfalls ein Teil aufweist, welches eine zweite obere Verzahnung
(3) und eine zweite untere Verzahnung (4) vorsieht. Die beiden Verzahnungen (3
und 4) weisen den gleichen effektiven Radius auf. Auch die Verzahnung (3 und 4)
sind zueinander fixiert. Die Achsen a und b sind derart parallel zueinander
angeordnet, dass die Zähne der Teile 1 und 2 sowie 3 und 4 ineinander greifen
künnen.
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Ein Drehmoment, welches auf die Achse a aufgebracht wird, kann folgende
Reaktionen bei den Teilen 1 und 2 auslösen. Eine Kontaktkraft wird erzeugt zwischen
den Flanken der ineinander greifenden Zähne der Teile 1 und 3 sowie der Teile 2
und 4. Dadurch kann ein Moment über die Teile 3 und 4 auf die Achse b
übertragen werden. Dieses Moment kann z. B. proportional zum Verhältnis der effektiven
Radien der beiden Verzahnungen sein.
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Eine Kraft parallel zur Achse a kann bei den Teilen 1 und 2 folgende Reaktionen
auslösen. Eine Kontaktkraft wird zwischen den Enden der ineinander greifenden
Zähne der Teile 1 und 4 oder der Teile 2 und 3 erzeugt werden (unabhängig von
der Richtung der Kraft), dadurch kann eine Kraft in den Teilen 3 und 4 von elwa
gleicher Größe und Richtung erzeugt werden.
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Als weitere Möglichkeit für eine Drehmomenten Übertragungseinrichtung kann ein
sogenanntes Verzahnungs- und Flanken-Konzept vorgesehen sein. In Fig. 90 ist
eine mögliche konstruktive Ausgestaltung eines solchen Konzepts dargestellt. Auf
der linken Seite ist die Achse a vorgesehen, um die ein verzahntes Teil 1 rotieren
und entlang gleiten kann. Der Verzahnungsabschnitt des Teiles 1 ist mittig mittels
einer Hinterschneidung oder einer geeigneten Ausnehmung 3 unterbrochen.
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Auf der rechten Seite ist die Achse b vorgesehen, wobei auch ein verzahntes Teil
2 vorgesehen ist. Auch hier ist die Verzahnung 2 mittig unterbrochen mittels eines
Rippenelements oder einer Flanke (4). Die Achsen a und b sind derart parallel
zueinander angeordnet, dass die Zähne der Teile 1 und 2 ineinander greifen
können. Des weiteren sind die Teile 1 und 2 derart angeordnet, dass die Flanke (4)
geeignet in die Ausnehmung 3 eingreifen kann.
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Ein Drehmoment, welches über die Achse a aufgebracht wird, karin folgende
Reaktion an dem Teil 1 auslösen. Eine Kontaktkraft wird zwischen den Flanken der
ineinander greifenden Zähne der Teile 1 und 2 erzeugt. Dadurch kann ein
Moment über das Teil 2 auf die Achse b übertragen werden. Dieses Moment kann
proportional zum Verhältnis der effektiven Radien der beiden Verzahnungen sein.
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Eine Kraft parallel zur Achse a kann in dem Teil 1 folgende Reaktion auslösen.
Eine Kontaktkraft kann zwischen jeder oberen und unteren Seite der
Ausnehmung (3) und der Flanke (4) erzeugt werden. Dadurch kann eine Kraft in dem Teil
2 mit gleicher Größe und gleicher Richtung, wie die Originalkraft, erzeugt werden.
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Eine weitere konstruktive Ausgestaltung ist in Fig. 91 dargestellt, bei der ein
überlappendes Flankenkonzept vorgesehen ist. Auf der linken Seite ist die Achse a
angeordnet, um die das Teil 1 rotieren und entlang gleiten kann. Dieses Teil
umfasst einen Verzahnungsbereich (3) und eine gebogene Flanke (5). Auf der
rechten Seite ist die Achse b angeordnet, bei der ein ähnliches Teil 2 vorgesehen ist.
Dieses Teil umfasst einen Verzahnungsbereich (4) und eine gekrümmte Flanke
(6).
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Die Achsen a und b sind derart parallel zueinander angeordnet, dass die Zähne
der Teile 1 und 2 ineinander greifen können. Des weiteren sind die Teile 1 und 2
derart angeordnet, dass die Flankenenden (7 und 8) jeweils an den
gegenüberliegenden Teilen 2 und 1 anliegen.
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Während des Zusammenbaus kann das Teil 1 axial entlang der Achse a bewegt
werden, bis das Flankenende (7) an dem Teil 2 anliegt. Die Teile 1 und 2 müssen
dann übereinstimmend bewegt werden, sodass die Zähne (3 und 4) ineinander
greifen und das Teil 8 die Oberfläche von Teil 1 berührt.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Im folgenden werden Erläuterungen zu in der obigen
Beschreibung gegebenenfalls verwendeten Abkürzungen
beziehungsweise Begriffen gegeben: