DE19633420A1 - Clutch control system particularly for motor vehicle - Google Patents

Clutch control system particularly for motor vehicle

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DE19633420A1
DE19633420A1 DE19633420A DE19633420A DE19633420A1 DE 19633420 A1 DE19633420 A1 DE 19633420A1 DE 19633420 A DE19633420 A DE 19633420A DE 19633420 A DE19633420 A DE 19633420A DE 19633420 A1 DE19633420 A1 DE 19633420A1
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pressure
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DE19633420A
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German (de)
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Holger Dipl Ing Boehme
Wilhelm Dipl Ing Heubner
Norbert Dipl Ing Oberlack
Karl Dipl Ing Peuker
Herbert Sauer
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FTE Automotive GmbH
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Fahrzeugtechnik Ebern 96106 Ebern De GmbH
EBERN FAHRZEUGTECH GmbH
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Abstract

The clutch is operated by a hydraulic slave cylinder (6) with the hydraulic pressure regulated by a proportional control valve (2). The servo pressure is applied in a programmed characteristic over the movement of the clutch to provide a controlled variation of the torque. The system operates automatically or manually. The control takes into account the temperature of the hydraulic fluid and the state of the engine e.g. it makes allowances for cold starting. The transmission slip between the drive and the driven sections of the system is monitored to provide the optimum torque change. The proportional control valve is controlled by a solenoid control.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur hydraulischen Betätigung einer Kupplung gemäß dem Oberbegriff des Patentan­ spruchs 1 und auf eine Vorrichtung zur Durchführung dieses Verfahrens gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 10 bzw. 12. Insbesondere bezieht sich die Erfindung auf ein Verfahren und eine Vorrichtung zur automatischen hydraulischen Betäti­ gung einer Kraftfahrzeugkupplung.The invention relates to a method for hydraulic Actuation of a clutch according to the preamble of the patent say 1 and to a device for performing this Method according to the preamble of claim 10 or 12. In particular, the invention relates to a method and a device for automatic hydraulic actuation supply of a motor vehicle clutch.

Automatische Getriebe für Kraftfahrzeuge mit Verbrennungs­ kraftmaschinen haben sich in verschiedenster Ausführung in den USA und Japan durchgesetzt, wo die Marktanteile für solche Ge­ triebe inzwischen bei 75% bis 85% liegen. Es gibt viele Gründe, die dafür sprechen, daß auch in Europa ein Trend zu einer höheren Automatisierung von Kraftfahrzeugen zu erwarten ist. Insbesondere wird die durch die zunehmende Verkehrsdichte bedingte höhere Schaltfrequenz mit Betätigen der Kupplung über das Kupplungspedal und Schalten des Getriebes über den Schalt­ hebel mehr und mehr zur lästigen Arbeit. Zudem muß im Hinblick auf die zunehmend strengeren Abgas- und Geräuschvorschriften die Verbrennungskraftmaschine gezielt in günstigen Betriebs­ punkten betrieben werden, um beispielsweise auch in der Warm­ laufphase die vorgeschriebenen Werte zu erzielen, wobei die am Kraftfahrzeug zum Teil mit erheblichem vorrichtungstechnischen Aufwand getroffenen Maßnahmen zur Einhaltung der vorgeschrie­ benen Werte, z. B. die Reinigung der Abgase der Verbrennungs­ kraftmaschine mit Hilfe eines geregelten Katalysators, bedingt durch die freie Wahl der Übersetzung des Getriebes durch den Fahrer des Kraftfahrzeugs teilweise nicht bzw. nicht effektiv umgesetzt werden können. Automatic transmissions for motor vehicles with combustion engines have come in various designs in the USA and Japan prevailed, where the market share for such Ge drives are now between 75% and 85%. There are many Reasons in favor of the trend in Europe too higher automation of motor vehicles to be expected is. In particular, this is due to the increasing traffic density higher switching frequency due to actuation of the clutch the clutch pedal and shifting the transmission via the shift lever more and more to the chore. In addition, in terms of to the increasingly strict emissions and noise regulations the internal combustion engine targeted in favorable operation points to be operated, for example in the warm running phase to achieve the prescribed values, whereby the on Motor vehicle partly with considerable device technology Measures taken to comply with the prescribed values, e.g. B. the purification of exhaust gases from combustion engine with the help of a regulated catalyst, conditional through the free choice of the gear ratio by the Driver of the motor vehicle partially not or not effectively can be implemented.  

Automatische Kupplungsbetätigungen zum Ausrücken einer Reibbe­ lagkupplung an einem Kraftfahrzeug sind im Stand der Technik bereits bekannt und werden in Serie verbaut.Automatic clutch actuation to disengage a friction mechanism Lagkupplung on a motor vehicle are in the prior art already known and will be installed in series.

So beschreiben beispielsweise die DE 37 06 849 A1, die DE 37 06 850 A1 oder die DE 41 20 128 A1 automatische hydraulische Kupplungsbetätigungen, bei denen ein mit dem Ausrücklager der Kupplung wirkverbundener Kupplungsnehmerzylinder von einem Kupplungsgeberzylinder hydraulisch angesteuert wird, um die zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft aufzubringen. Gemäß diesem Stand der Technik ist der Kupplungsgeberzylinder mit einem mechanischen Stellantrieb versehen, der über ein Schneckengetriebe von einem Elektromotor angetrieben wird, um den Kupplungsgeberzylinder zu betätigen. Im Ergebnis kann die Kupplung prinzipiell unabhängig von einem Kupplungspedal auto­ matisch ausgerückt werden.For example, DE 37 06 849 A1 describes DE 37 06 850 A1 or DE 41 20 128 A1 automatic hydraulic Clutch actuation, in which one with the release bearing of Coupling clutch slave cylinder of one Clutch master cylinder is hydraulically controlled to the to apply the force required to disengage the clutch. According to this state of the art is the clutch master cylinder with provided with a mechanical actuator that has a Worm gear driven by an electric motor to actuate the clutch master cylinder. As a result, the In principle, clutch independent of a clutch pedal auto be matically disengaged.

Dieser Stand der Technik weist jedoch den Nachteil auf, daß ein beträchtlicher mechanischer Aufwand unter Inanspruchnahme eines relativ großen Bauraums betrieben werden muß, um im Hin­ blick auf den Verschleiß der relativbewegten Bauelemente einen einwandfreien Betrieb der Kupplungsbetätigung dauerhaft zu ge­ währleisten.However, this prior art has the disadvantage that a considerable amount of mechanical effort a relatively large amount of space must be operated in order to look at the wear of the relatively moving components correct operation of the clutch actuation permanently guarantee.

Ferner sind aus der DE 36 30 750 A1 oder der DE 41 21 016 A1 automatische Kupplungsbetätigungen bekannt, bei denen am Kupp­ lungspedal ein Weggeber angebracht ist, der an eine elektro­ nische Steuereinheit angeschlossen ist. Im Falle der DE 36 30 750 A1 steuert die Steuereinheit in Abhängigkeit vom Signal des Weggebers ein Schaltventil elektrisch an, um eine mit dem Ausrücklager der Kupplung wirkverbundene Kolben-Zylinder-An­ ordnung wahlweise mit einer Hydraulikpumpe zu verbinden, so daß diese durch Druckbeaufschlagung der Kolben-Zylinder-Anord­ nung die zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft aufbringt. Im Falle der DE 41 21 016 A1 steuert die Steuereinheit in Ab­ hängigkeit vom Signal des Weggebers eine Ventilbaugruppe mit einem volumenproportionalen Regelventil elektrisch an, um eine mit dem Ausrücklager der Kupplung wirkverbundene Kolben-Zylin­ der-Anordnung über die Ventilbaugruppe mit einem von einer Hy­ draulikpumpe gespeisten Druckspeicher zu verbinden, so daß die zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft auch hier durch Druckbeaufschlagung der Kolben-Zylinder-Anordnung aufgebracht wird.Furthermore, from DE 36 30 750 A1 or DE 41 21 016 A1 automatic clutch actuation known in which at the Kupp a pedal is attached to an electro African control unit is connected. In the case of DE 36 30 750 A1 controls the control unit depending on the signal of the encoder a switch valve electrically to one with the Clutch release bearing operatively connected piston-cylinder connection order optionally to connect with a hydraulic pump, see above that this by pressurizing the piston-cylinder assembly force required to disengage the clutch. In the case of DE 41 21 016 A1, the control unit controls in Ab depending on the signal from the position sensor a volume-proportional control valve electrically to a  piston-cylinder connected to the clutch release bearing the arrangement via the valve assembly with one of a Hy to connect the hydraulic pump fed pressure accumulator so that the force required to disengage the clutch Pressurization of the piston-cylinder arrangement applied becomes.

Bei dem oben geschilderten Stand der Technik bestehen Probleme dahingehend, daß ein relativ großer vorrichtungstechnischer Aufwand mit schnellansprechenden Ventilen und entsprechend präziser Wegmeßeinrichtung an der Kolben-Zylinder-Anordnung betrieben werden muß, um zu verhindern, daß die Kolben-Zylin­ der-Anordnung und damit die Kupplung unzulässig übersteuert werden. Auch ist eine feine Dosierung der Ausrückkraft zur Vermeidung von beispielsweise Kupplungsstößen nicht möglich oder zumindest schwierig.Problems exist with the prior art described above in that a relatively large device technology Effort with fast responding valves and accordingly precise displacement measuring device on the piston-cylinder arrangement must be operated to prevent the piston cylinder the arrangement and thus the clutch oversteered impermissibly will. A fine dosage of the release force is also necessary Avoidance of coupling shocks, for example, is not possible or at least difficult.

Dieselben Probleme treten auch bei den aus der DE 42 37 853 A1 und der DE 43 09 901 A1 bekannten automatischen Kupplungsbetä­ tigungen auf. Gemäß diesem Stand der Technik wird eine mit dem Ausrücker der Kupplung wirkverbundene Kolben-Zylinder-Anord­ nung von einem Stellzylinder hydraulisch angesteuert, um die zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft aufzubringen. Die Zylinderkammer des Stellzylinders ist von einem Kolben in einen Servoraum und einen Arbeitsraum unterteilt, von denen letzterer hydraulisch mit der Kolben-Zylinder-Anordnung ver­ bunden ist. Der Druck im Arbeitsraum und damit in der Kolben- Zylinder-Anordnung wird durch den Druck im Servoraum bestimmt, welcher seinerseits über ein volumenproportionales Regelventil steuerbar ist. Eine elektronische Steuerung spricht dabei auf das die momentane Stellung einer Kolbenstange des Stellzylin­ derkolbens und damit die momentane Stellung des Ausrückers der Kupplung repräsentierende Signal eines Weggebers an und steu­ ert über das Regelventil volumenproportional zur gewünschten Stellung des Ausrückers den Druck im Servoraum des Stellzylin­ ders. The same problems also occur with those from DE 42 37 853 A1 and DE 43 09 901 A1 known automatic clutch actuators activities. According to this prior art, one with the Clutch release cylinder, piston-cylinder arrangement, which is operatively connected Hydraulically controlled by an actuating cylinder to the to apply the force required to disengage the clutch. The The cylinder chamber of the actuating cylinder is in by a piston divided a servo room and a work room, one of which the latter hydraulically ver with the piston-cylinder arrangement is bound. The pressure in the work area and thus in the piston Cylinder arrangement is determined by the pressure in the servo room, which in turn has a volume-proportional control valve is controllable. An electronic control system speaks this is the current position of a piston rod of the Stellzylin derkolbens and thus the current position of the release of the Coupling signal representing a displacement sensor on and control is proportional to the desired volume via the control valve Position of the release valve the pressure in the servo space of the Stellzylin otherwise.  

Schließlich sind automatische Schaltbetätigungen für Kraft­ fahrzeuge, mit deren Hilfe eine Schaltstufe des Getriebes automatisch zugeschaltet bzw. gewechselt werden kann, im Stand der Technik bekannt und werden auch in Serie verbaut. Hierzu gehören Automatikgetriebe mit hydraulisch angesteuerten Plane­ tenradsätzen und hydrodynamischem Wandler, stufenlose Getriebe mit und ohne Schaltstufen und Anfahrkupplung sowie Doppelkupp­ lungsgetriebe. Während bei Automatikgetrieben mit hydraulisch angesteuerten Planetenradsätzen und hydrodynamischem Wandler auch nach langer Optimierung und dem Einsatz aufwendiger Wand­ lerüberbrückungskupplungen der erzielte Wirkungsgrad der Mo­ mentenübertragung immer noch deutlich niedriger und der vor­ richtungstechnische Aufwand erheblich höher ist als bei Hand­ schaltgetrieben, sind die Wirkungsgrade der Momentenüber­ tragung bei den stufenlosen Getrieben sogar noch niedriger als bei konventionellen Automatikgetrieben. Doppelkupplungs­ getriebe hingegen sind vorrichtungstechnisch noch wesentlich aufwendiger als konventionelle Automatikgetriebe, wobei be­ stimmte Schaltfolgen nicht direkt durchgeführt werden können.After all, automatic switching operations are for power vehicles, with the help of a gear shift stage can be switched on or switched off automatically while standing the technology known and are also installed in series. For this include automatic transmissions with hydraulically controlled tarpaulin gear sets and hydrodynamic converter, continuously variable transmission with and without switching stages and starting clutch as well as double clutch power transmission. While in automatic transmissions with hydraulic controlled planetary gear sets and hydrodynamic converter even after long optimization and the use of complex walls bridging clutches the achieved efficiency of the Mo ment transfer still significantly lower than before directional effort is considerably higher than by hand shift-driven, the efficiencies of the moments are transmission with stepless transmissions even lower than with conventional automatic transmissions. Double clutch gearboxes, however, are still essential in terms of device technology more complex than conventional automatic transmission, whereby be correct switching sequences cannot be carried out directly.

Zusammenfassend ist festzuhalten, daß die bekannten automa­ tischen Kupplungs- bzw. Schaltbetätigungen im Vergleich zu den herkömmlichen manuellen Betätigungen im Hinblick auf ihr An­ sprech- und Betriebsverhalten unter Berücksichtigung eines an­ gemessenen vorrichtungstechnischen Aufwands, insbesondere ge­ ringe Kosten und kleiner Bauraum, nach wie vor verbesserungs­ bedürftig sind.In summary, it should be noted that the known automa table clutch or shift operations compared to the conventional manual operations with regard to their type speaking and operating behavior taking into account one measured device engineering effort, especially ge low costs and small installation space, still improvement are in need.

Gegenüber dem oben beschriebenen Stand der Technik liegt der Erfindung daher die Aufgabe zugrunde, ausgehend vom Stand der Technik gemäß beispielsweise der DE 43 09 901 A1, ein Ver­ fahren und eine Vorrichtung zur automatischen Betätigung einer Kupplung zu schaffen, die bei geringem vorrichtungstechnischen Aufwand ein verbessertes Ansprech- und Betriebsverhalten der Kupplung ermöglichen. Compared to the prior art described above, the The invention is therefore based on the object, based on the prior art Technology according to, for example, DE 43 09 901 A1, a Ver drive and a device for automatic actuation of a To create coupling with low device technology Effort an improved response and operating behavior of the Enable clutch.  

Diese Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 bzw. die im Patentanspruch 10 bzw. 12 angegebenen Merkmaie gelöst. Vor­ teilhafte und/oder zweckmäßige Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Patentansprüche 2 bis 9, 11 und 13 bis 18.This object is achieved by the in claim 1 and in Claim 10 or 12 specified Merkmaie solved. Before partial and / or expedient developments of the invention are the subject of claims 2 to 9, 11 and 13 to 18.

Erfindungsgemäß wird bei der hydraulischen Betätigung der mit dem Kupplungsnehmerzylinder wirkverbundenen Kupplung, bei der in dem Servokreis ein Servodruck erzeugt wird, der der hydraulischen Ansteuerung des Kupplungsgeberzylinders dient, um in dem Druckkreis einen Arbeitsdruck zu erzeugen, der an den Kupplungsnehmerzylinder angelegt wird, oder direkt an den Kupplungsnehmerzylinder angelegt wird, um am Kupplungsnehmerzylinder die zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft aufzubringen, der Servodruck zum Aus- und Ein­ rücken der Kupplung im Servokreis definiert eingestellt. Dazu ist erfindungsgemäß der Servokreis mit einem Proportionalven­ til versehen, mittels dessen der Servodruck im Servokreis de­ finiert einstellbar ist.According to the hydraulic actuation of the the clutch slave cylinder operatively connected clutch in which a servo pressure is generated in the servo circuit which the hydraulic control of the clutch master cylinder serves to generate a working pressure in the pressure circuit, which is applied to the clutch slave cylinder, or is placed directly on the clutch slave cylinder, to the clutch slave cylinder to disengage the clutch required power to apply, the servo pressure to turn on and off back of the clutch set in the servo circuit. To is the servo circuit with a proportional valve according to the invention til provided, by means of which the servo pressure in the servo circuit de finely adjustable.

Durch die definierte Einstellung bzw. Steuerung des Servo­ drucks im Servokreis ist es - im Gegensatz zum Stand der Tech­ nik, gemäß dem der Volumenstrom des Druckmittels im Servokreis mittels eines volumenproportionalen Regelventils gesteuert wird - möglich, die zum Ausrücken der Kupplung erforderliche Kraft kupplungsschonend fein dosiert aufzubringen, so daß ein gutes Ansprech- und Betriebsverhalten der Kupplung, wie ein optimal auf das Kraftfahrzeug bzw. dessen Betriebszustand ab­ gestimmter Einrückvorgang der Kupplung, ein problemloser Ran­ gierbetrieb mit schleifender Kupplung, "Kavaliersstart" mit schleifender Kupplung ohne unzulässig überhöhte Beanspruchung der Kupplung, etc., gewährleistet werden kann. Insbesondere haben Volumenschwankungen des Druckmittels im Servo- bzw. Druckkreis, die durch Temperatureinflüsse, Kompressibilitäts­ verluste infolge von Luft- und Wassergehalt des Druckmittels, Fluidverluste über die Ausgleichsbohrung des Kupplungsgeberzy­ linders, "Zungenschlag" an den Belagfedern und/oder Axial­ schlag der Kurbelwelle bedingt sein können, keinen Einfluß auf die Steuerung des Ein- und Ausrückvorgangs.Through the defined setting or control of the servo it is in the servo circuit - in contrast to the state of the art nik, according to which the volume flow of the pressure medium in the servo circuit controlled by a volume-proportional control valve becomes - possible, the one required to disengage the clutch Apply force in a gentle manner to the clutch, so that a good response and operating behavior of the clutch, like a optimally on the motor vehicle or its operating state tuned engagement process of the clutch, a smooth ran yaw mode with sliding clutch, "cavalier start" with sliding clutch without unduly excessive stress the coupling, etc., can be guaranteed. Especially have volume fluctuations in the pressure medium in the servo or Pressure circuit caused by temperature influences, compressibility losses due to air and water content of the pressure medium, Fluid loss through the compensating hole in the clutch master cylinder linders, "tongue flap" on the pad springs and / or axial  impact of the crankshaft may have no influence the control of the engagement and disengagement process.

Da darüber hinaus das mit dem Kupplungsgeberzylinder herkömm­ licherweise starr verbundene Kupplungspedal entfällt, können die Pedalmodule in vorteilhafter Weise erleichtert montiert werden, wobei lediglich ein kleiner Spritzwandausschnitt not­ wendig und der Anschluß der Hydraulikleitungen in Vormontage möglich ist. Ferner können durch einfachen Austausch bzw. Ent­ fernen des Kupplungsgeberzylinders und Vorsehen des Servokrei­ ses bewährte hydraulische Kupplungsbetätigungen nachgerüstet werden. Schließlich ergeben sich gegenüber den herkömmlichen hydraulischen Kupplungsbetätigungen große Bauraumvorteile, insbesondere eine höhere Flexibilität, da die Komponenten des Servokreises dezentral vom Kupplungsgeberzylinder bzw. -neh­ merzylinder angeordnet werden können.In addition, the conventional with the clutch master cylinder Licher rigidly connected clutch pedal can be omitted the pedal modules are advantageously mounted in a simplified manner be, whereby only a small bulkhead cutout not manoeuvrable and the connection of the hydraulic lines in pre-assembly is possible. Furthermore, by simple exchange or Ent remove the clutch master cylinder and provide the servo circuit tried and tested hydraulic clutch actuation will. Finally, compared to the conventional ones hydraulic clutch actuation great space advantages, in particular greater flexibility, since the components of the Servo circuit decentralized from the clutch master cylinder or clutch mer cylinder can be arranged.

Gemäß dem Patentanspruch 2 wird beim Ausrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft über dem Ausrückweg im wesentlichen wie eine nach unten geöffnete Parabel verläuft (sogenannte "drop-off" Charakteristik), der Ausrückweg oder eine dazu proportionale Größe zusammen mit einer den Schlupf zwischen Antrieb und Abtrieb der Kupplung repräsentierenden Größe erfaßt und das Einrücken der Kupplung auf Grundlage der erfaßten Größen geregelt, so daß ein sanftes Einrücken der Kupplung möglich ist. Vorteilhaft dient dabei die Lage des Kolbens im Kupplungsgeberzylinder oder die Lage des Kolbens im Kupplungsnehmerzylinder als die zum Ausrückweg der Kupplung proportionale Größe, wie im Patentanspruch 3 angegeben ist.According to claim 2, when disengaging a clutch, whose characteristic of the disengagement force over the disengagement path in essentially like a parabola open at the bottom (so-called "drop-off" characteristic), the release path or a size proportional to this together with a slip representing drive and output of the clutch Size captured and clutch engagement based on the Regulated sizes regulated so that a gentle indentation of the Coupling is possible. The location of the Piston in the clutch master cylinder or the position of the piston in the Clutch slave cylinder than the clutch release path proportional size, as indicated in claim 3.

Gemäß dem Patentanspruch 4 wird beim Ausrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft über dem Ausrückweg mit zu­ nehmendem Ausrückweg stetig ansteigt, die Ausrückkraft oder eine dazu proportionale Größe zusammen mit einer den Schlupf zwischen Antrieb und Abtrieb der Kupplung repräsentierenden Größe erfaßt und das Einrücken der Kupplung auf Grundlage der erfaßten Größen geregelt. Auch diese Regelung ermöglicht ein sanftes Einrücken der Kupplung. Darüber hinaus können bei dieser Regelung ein Weggeber zur Erfassung des Ausrückwegs oder einer dazu proportionalen Größe und eine aufwendige Nach­ stellung bei Abnutzung der Kupplungsreibbeläge vorteilhaft entfallen. Bei einer derartigen kraftproportionalen Regelung des Einrückvorgangs ergeben sich gegenüber einer wegabhängigen Regelung ferner Vorteile dahingehend, daß Störgrößen, wie Wärmedehnungen der Kupplungsdruckplatte, der Reibscheibe, der Membranfeder, etc. oder durch Axialschwingungen der Kurbel­ welle verursachte überlagerte Bewegungen an der Kupplung oder Kupplungsbetätigung, keinen Einfluß auf die Regelung haben.According to claim 4, when disengaging a clutch, whose characteristic of the disengagement force over the disengagement path with increasing release path, the release force or a size proportional to this together with a slip representing drive and output of the clutch Size captured and clutch engagement based on the Regulated sizes regulated. This regulation also enables  the clutch engages gently. In addition, at this regulation is a travel sensor for recording the release path or a proportional size and an elaborate after position advantageous when the clutch friction linings wear out omitted. With such a force proportional control of the engagement process arise compared to a path-dependent Regulation further advantages in that disturbances, such as Thermal expansion of the clutch pressure plate, the friction disc, the Diaphragm spring, etc. or by axial vibrations of the crank shaft caused superimposed movements on the coupling or Clutch actuation, have no influence on the control.

Auch können Kupplungen mit stetig steigender Kennlinie der Ausrückkraft einfacher aufgebaut werden als Kupplungen, deren Kennlinie der Ausrückkraft eine "drop-off" Charakteristik hat.Couplings with a steadily increasing characteristic of the Disengagement force can be built up more easily than clutches whose Release force characteristic has a "drop-off" characteristic.

Gemäß dem Patentanspruch 5 kann für eine solche Regelung der Arbeitsdruck im Druckkreis oder der Servodruck im Servokreis als die zur Ausrückkraft der Kupplung proportionale Größe ver­ wendet werden. Vorzugsweise dient aber der Spulenstrom eines Magnetantriebs eines im Servokreis zur Regelung des Servo­ drucks vorgesehenen Proportionalventils oder der Spulenstrom eines zum Antrieb einer Hydraulikpumpe im Servokreis vorge­ sehenen Elektromotors als die zur Ausrückkraft der Kupplung proportionale Größe, wie im Patentanspruch 6 angegeben ist, da zur Erfassung dieser Größen keine zusätzlichen Sensoren benö­ tigt werden.According to claim 5 for such a scheme Working pressure in the pressure circuit or the servo pressure in the servo circuit than the size proportional to the clutch release force be applied. However, the coil current preferably serves one Magnetic drive one in the servo circuit to control the servo pressure provided proportional valve or the coil current one for driving a hydraulic pump in the servo circuit seen electric motor than the clutch release force proportional size, as indicated in claim 6, because no additional sensors are required to record these quantities be done.

Gemäß dem Patentanspruch 7 wird das Einrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft über dem Ausrückweg im we­ sentlichen wie eine nach unten geöffnete Parabel verläuft, im unstetigen Teilbereich der Kennlinie nach dem Verfahren gemäß dem Patentanspruch 2 oder 3 und im stetigen Teilbereich der Kennlinie vorteilhaft nach dem Verfahren gemäß einem der Pa­ tentansprüche 4 bis 6 geregelt. Bei einem solchen Mischverfah­ ren wird somit das Einrücken der Kupplung solange auf der Grundlage des erfaßten Ausrückwegs oder der dazu proportiona­ len Größe geregelt, bis der Verlauf der Kennlinie über dem Ausrückweg eindeutig ist. Danach wird die Regelung umgeschal­ tet und auf der Grundlage der erfaßten Ausrückkraft oder der dazu proportionalen Größe weitergeführt, um ein besonders feinfühliges Einrücken der Kupplung zu gewährleisten.According to claim 7, the engagement of a clutch, whose characteristic of the disengagement force over the disengagement path in the we considerably how a parabola opens downwards, in discontinuous part of the characteristic curve according to the method claim 2 or 3 and in the continuous sub-area of Characteristic curve advantageous according to the method according to one of the Pa claims 4 to 6 regulated. With such a mixed procedure Ren is thus the engagement of the clutch as long as Basis of the detected disengagement path or the proportionate to it len size regulated until the course of the characteristic over the  Release path is clear. Then the control is switched and based on the detected disengagement force or proportional size continued to be a special to ensure sensitive engagement of the clutch.

Der Patentanspruch 8 sieht vor, die Beaufschlagung der Kupp­ lung derart abzustimmen, daß eine Momentennachführung ge­ schaffen wird, gemäß der das Motordrehmoment eines an die Kupplung angeschlossenen Antriebs ermittelt und in Abhängig­ keit vom ermittelten Motordrehmoment im Servokreis ein Servo­ druck eingestellt wird, welcher direkt oder über den Kupp­ lungsgeberzylinder mittels des Kupplungsnehmerzylinders an der Kupplung eine Kraft aufbringt, die die Übertragung eines sol­ chen Drehmoments durch die Kupplung ermöglicht, das kleiner ist als das von der Kupplung maximal übertragbare Drehmoment, aber um einen vorbestimmten Betrag größer ist als das momentan ermittelte Motordrehmoment. Im Ergebnis reduziert sich die für den Ausrückvorgang erforderliche Stellgeschwindigkeit der Kupplungsdruckplatte, so daß diese auch bei einem schnellen Gangwechsel rechtzeitig vollständig ausgekuppelt werden kann.The claim 8 provides for the application of the dome to coordinate such that a torque tracking ge will create, according to which the engine torque to the Coupling connected drive determined and dependent a servo based on the determined motor torque in the servo circuit pressure, which is set directly or via the clutch the master cylinder by means of the clutch slave cylinder on the Clutch applies a force that transmits a sol Chen torque made possible by the clutch, the smaller is the maximum torque that can be transmitted by the clutch, but is larger than that by a predetermined amount determined engine torque. As a result, the for the disengaging process required speed of the Clutch pressure plate, so that even with a fast Gear changes can be completely disengaged in time.

Gemäß dem Patentanspruch 9 wird der im Servokreis in Abhängig­ keit von einem zunächst ermittelten Motordrehmoment einge­ stellte Servodruck erst dann neu eingestellt, wenn ein später ermitteltes Motordrehmoment um einen vorbestimmten Betrag von dem zunächst ermittelten Motordrehmoment abweicht, so daß die Steuerung des Servodrucks im Servokreis vereinfacht ist.According to claim 9, the servo circuit is dependent speed of an initially determined engine torque did not set servo printing until a later determined engine torque by a predetermined amount of the initially determined engine torque deviates, so that the Control of the servo pressure in the servo circuit is simplified.

Die servoraumseitige hydraulische Wirkfläche des Kolbens des Kupplungsgeberzylinders kann je nach den Gegebenheiten der ar­ beitsraumseitigen hydraulischen Wirkfläche des Kolbens gleich oder auch kleiner als diese sein, jedoch wird vorzugsweise die Anordnung gemäß Patentanspruch 11 getroffen, bei der die ser­ voraumseitige hydraulische Wirkfläche des Kolbens des Kupp­ lungsgeberzylinders größer als die arbeitsraumseitige hydrau­ lische Wirkfläche des Kolbens ist, weil hierdurch auf einfache Weise eine hydraulische Übersetzung bzw. Verstärkung im Kupp­ lungsgeberzylinder verwirklicht ist.The hydraulic effective surface of the piston of the Clutch master cylinder can, depending on the circumstances of the ar the hydraulic effective area of the piston on the working space side is the same or may also be smaller than this, however, the Arrangement taken according to claim 11, in which the water hydraulic effective surface of the clutch piston on the fore-end master cylinder larger than the workspace-side hydraulic lische effective surface of the piston is because of this on simple  A hydraulic ratio or reinforcement in the dome donor cylinder is realized.

Gemäß dem Patentanspruch 13 hat das Proportionalventil im Ser­ vokreis einen Ventilkörper, der einen bei Betätigung der Kupp­ lung mit einem Druckmittel zwangsdurchströmten Ventilspalt elektromagnetisch ansteuerbar begrenzt, um den Servodruck als Staudruck in einer Druckkammer des Proportionalventils defi­ niert einzustellen, die mit dem Servoraum des Kupplungsgeber­ zylinders oder dem Kupplungsnehmerzylinder verbunden ist.According to claim 13, the proportional valve in the Ser vokreis a valve body that one when the clutch with a pressure medium through which the valve gap flows limited electromagnetically controllable as the servo pressure Back pressure in a pressure chamber of the proportional valve defi set with the servo space of the clutch encoder cylinder or the clutch slave cylinder is connected.

Gemäß dem Patentanspruch 14 ist die Druckkammer des Proportio­ nalventils an eine Hydraulikpumpe angeschlossen, die bei Betä­ tigung der Kupplung das Druckmittel durch den Ventilspalt des Proportionalventils fördert. Demgemäß kann in vorteilhafter Weise eine bereits im Kraftfahrzeug vorhandene Hydraulikpumpe prinzipiell zur Erzeugung des Servodrucks dienen.According to claim 14, the pressure chamber of the Proportio nalventils connected to a hydraulic pump, the at Betä the pressure medium through the valve gap of the clutch Proportional valve promotes. Accordingly, it can be more advantageous A hydraulic pump already present in the motor vehicle principally serve to generate the servo pressure.

Der Patentanspruch 15 sieht vor, daß der Servokreis ein in Sperr-Null-Stellung vorgespanntes Proportionalventil hat, das eine mit einer Druckquelle und dem Servoraum des Kupplungs­ geberzylinders oder dem Kupplungsnehmerzylinder hydraulisch verbundene Druckkammer und einen Ventilkörper aufweist. Der Ventilkörper begrenzt einen beim Einrücken der Kupplung mit einem Druckmittel zwangsdurchströmten Ventilspalt elektroma­ gnetisch ansteuerbar, so daß der Servodruck als Staudruck in der Druckkammer definiert eingestellt werden kann, und ist gegen den Druck in der Druckkammer mittels einer Schließfeder vorgespannt, deren Vorspannkraft gleich der Kraft ist, die am Ventilkörper druckkammerseitig wirkt, wenn der zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderliche Arbeitsdruck im Druckkreis oder Servodruck im Servokreis ansteht. Im Ergebnis braucht der Magnetantrieb im Proportionalventil beim Ausrücken der Kupp­ lung nicht bestromt werden, da sich der zur Erzeugung des zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderlichen Arbeitsdrucks benötigte Servodruck bzw. der zum Ausrücken der Kupplung maxi­ mal erforderliche Servodruck gegen die Kraft der Schließfeder im Druckraum des Proportionalventils aufbauen kann.The claim 15 provides that the servo circuit in Locked zero position biased proportional valve that one with a pressure source and the servo space of the clutch master cylinder or the clutch slave cylinder hydraulically connected pressure chamber and a valve body. Of the Valve body limits you when engaging the clutch a pressure gap through which the valve gap is electroma electroma gnetisch controllable, so that the servo pressure as a dynamic pressure in the pressure chamber can be set and is defined against the pressure in the pressure chamber by means of a closing spring biased, the biasing force is equal to the force that on Valve body acts on the pressure chamber side when disengaging the coupling requires the maximum working pressure in the pressure circuit or servo printing in the servo circuit. As a result, he needs Magnetic drive in the proportional valve when disengaging the clutch tion are not supplied with current, since the generator used to generate the Disengaging the clutch maximum required working pressure required servo pressure or the maxi to disengage the clutch  times required servo pressure against the force of the closing spring can build up in the pressure chamber of the proportional valve.

Gemäß dem Patentanspruch 16 ist das Proportionalventil vor­ zugsweise als Kugelsitzventil mit einem kugelförmigen Ventil­ körper ausgebildet, der zusammen mit einem ringförmigen Ven­ tilsitz den Ventilspalt des Proportionalventils begrenzt. So­ mit kann der Servodruck präzise über ein kostengünstiges und kleines Proportionalventil eingestellt werden, dessen Lage nicht an eine bestimmte Stelle im Kraftfahrzeug, etwa am Kupp­ lungsgeberzylinder oder am Kupplungsnehmerzylinder, gebunden, sondern frei wählbar ist.According to claim 16, the proportional valve is in front preferably as a ball seat valve with a spherical valve body formed together with an annular Ven tilsitz limits the valve gap of the proportional valve. Like this with the servo printing can be done precisely via an inexpensive and small proportional valve can be set, its location not to a specific point in the motor vehicle, for example at the hitch master cylinder or on the clutch slave cylinder, bound, but is freely selectable.

Der Patentanspruch 17 sieht vor, an den Servokreis einen Schaltkreis anzuschließen, der der hydraulischen Betätigung eines Schaltgetriebes dient, wozu der Schaltkreis für jede Schaltstufe des Schaltgetriebes einen Schaltzylinder und ein an eine Druckseite des Servokreises angeschlossenes Proportio­ nalventil zur Ansteuerung des Schaltzylinders aufweist, sowie ein Schaltventil hat, das den Schaltkreis wahlweise mit einer Saugseite des Servokreises verbindet. Gemäß dem Patentanspruch 18 ist das Proportionalventil des Schaltkreises dabei vorzugs­ weise ein elektromagnetisch ansteuerbares Kugelsitzventil, das in Sperr-Null-Stellung vorgespannt ist.Claim 17 provides one to the servo circuit Connect the circuit, the hydraulic actuation a manual gearbox, what the circuit for each Switching stage of the gearbox a shift cylinder and a Proportio connected to a pressure side of the servo circuit has valve for controlling the shift cylinder, and has a switching valve, the circuit with either a Suction side of the servo circuit connects. According to the claim 18, the proportional valve of the circuit is preferred as an electromagnetically controllable ball seat valve that is biased in the locked zero position.

Somit ist es in vorteilhafter Weise möglich, den im Servokreis erzeugten und definiert eingestellten Servodruck zur hydrau­ lischen Betätigung bewährter mechanischer Schaltgetriebe mit gutem Wirkungsgrad der Momentenübertragung zu nutzen. Dabei sind beliebige Schaltfolgen ohne Probleme realisierbar. Auch wird das Schaltgetriebe geschont, da der Schaltstufenwechsel in definierter Weise erfolgen kann, wobei eine individuelle Anpassung der Betätigungskräfte für das Schaltgetriebe durch die Proportionalventile im hydraulischen Schaltkreis möglich ist. Schließlich kann das herkömmliche Schaltgestänge ent­ fallen, so daß die Montage des Antriebsstrangs erleichtert ist und Bauraumvorteile resultieren.It is thus advantageously possible to use the in the servo circuit generated and defined servo pressure for hydrau actuation of proven mechanical manual transmission with good efficiency of torque transmission. Here any switching sequences can be implemented without problems. Also the manual transmission is protected because the change of gear stage can be done in a defined manner, with an individual Adjustment of the actuation forces for the manual transmission the proportional valves in the hydraulic circuit are possible is. Finally, the conventional shift linkage can ent fall so that the assembly of the drive train is facilitated and space advantages result.

Die Erfindung wird nachstehend anhand bevorzugter Ausführungs­ beispiele unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert, wobei gleiche oder ähnliche Teile mit gleichen Bezugszeichen versehen sind. Dabei zeigen:The invention is described below based on a preferred embodiment examples explained in more detail with reference to the drawing, the same or similar parts with the same reference numerals are provided. Show:

Fig. 1 eine prinzipielle Darstellung eines ersten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupp­ lungsbetätigung mit einem Kupplungsgeberzylinder zwischen Ser­ vokreis und Druckkreis sowie einem Proportionalventil und einer Hydraulikpumpe zum Erzeugen und stufenlosen Einstellen des Servodrucks im Servokreis, Fig. 1 shows a schematic representation of a first embodiment of the hydraulic Kupp inventive lung activity with a clutch master cylinder between Ser and vokreis pressure circuit, as well as a proportional valve and a hydraulic pump for generating and continuous adjustment of the servo pressure in the servo circuit

Fig. 2A eine Kupplungskennlinie mit sogenannter "drop-off" Charakteristik, bei der das Kupplungsmoment M, die Ausrückkraft F und der Spulenstrom IV eines Magnetantriebs im Proportionalventil des Servokreises bzw. der Strom IM eines Elektromotors zum Antrieb der Hydraulikpumpe im Servokreis als Funktion des Ausrückwegs a der Kupplungsdruckplatte aufge­ tragen sind, Fig. 2A is a coupling characteristic with a so-called "drop-off" characteristic in which the clutch torque M, the release load F and the coil current I V of a magnetic drive in the proportional valve of the servo loop or the current I M of an electric motor for driving the hydraulic pump in the servo loop as a function the disengagement path a of the clutch pressure plate are worn,

Fig. 2B eine der Fig. 2A entsprechende Darstellung einer Kupplungskennlinie mit im wesentlichen linearer bzw. stetig steigender Charakteristik, Fig. 2B shows a of FIG. 2A corresponding representation of a coupling characteristic with a substantially linear or constantly increasing characteristic,

Fig. 3 eine prinzipielle Darstellung einer Variante des in Fig. 1 dargestellten ersten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupplungsbetätigung, bei der ein anderes Proportionalventil im Servokreis zur Anwendung ge­ langt, Fig. 3 shows a schematic representation of a variant of, shown in FIG. First embodiment of the hydraulic clutch control system according to the invention, in which a different proportional valve in the servo circuit for use ge reached 1

Fig. 4 eine prinzipielle Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupp­ lungsbetätigung ohne Kupplungsgeberzylinder, bei der der Ser­ vokreis direkt an den Kupplungsnehmerzylinder angeschlossen ist, ansonsten aber dem Servokreis gemäß Fig. 1 entspricht, Fig. 4 shows a schematic representation of a second embodiment of the hydraulic Kupp inventive lung activity without clutch master cylinder, in which the Ser is vokreis connected directly to the clutch slave cylinder, but otherwise the servo circuit of FIG. 1 corresponds,

Fig. 5 eine prinzipielle Darstellung eines dritten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupp­ lungsbetätigung, die gegenüber dem ersten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 mit einem zusätzlichen Hydraulikkreis zur Schalt­ betätigung eines mechanischen Getriebes mit mehreren Schalt­ stufen versehen ist, Fig. 5 shows a schematic representation lung activity of a third embodiment of the hydraulic Kupp invention, the activity compared to the first embodiment of FIG. 1 with an additional hydraulic circuit for shifting a mechanical transmission having a plurality of gear stages is provided,

Fig. 6 eine prinzipielle Darstellung des im zusätz­ lichen Hydraulikkreis zur Schaltbetätigung gemäß Fig. 5 für jede Schaltstufe vorgesehenen Proportionalventils in vergrö­ ßerter Darstellung, und Fig. 6 is a schematic representation of the provided in each additional hydraulic circuit for switching operation according to FIG. 5 for each switching stage proportional valve in an enlarged representation, and

Fig. 7 eine prinzipielle Darstellung einer Verbindung zwischen dem im zusätzlichen Hydraulikkreis zur Schaltbetäti­ gung gemäß Fig. 5 für jede Schaltstufe des mechanischen Ge­ triebes vorgesehenen Schaltzylinder und einer Schiebemuffe des mechanischen Getriebes. Fig. 7 is a schematic representation of a connection between the supply in the additional hydraulic circuit for Schaltbetäti supply according to FIG. 5 provided for each switching stage of the mechanical gear shift cylinder and a sliding sleeve of the mechanical transmission.

Die Fig. 1 zeigt das erste Ausführungsbeispiel der erfindungs­ gemäßen hydraulischen Kupplungsbetätigung im unbetätigten Zu­ stand. Gemäß Fig. 1 hat die hydraulische Kupplungsbetätigung einen Kupplungsgeberzylinder 2, der über eine Druckleitung 4 mit einem Kupplungsnehmerzylinder 6 zur Ausbildung eines Druckkreises D verbunden ist, so daß durch Betätigen des Kupp­ lungsgeberzylinders 2 eine mit dem Kupplungsnehmerzylinder 6 wirkverbundene Kupplungsdruckplatte (nicht dargestellt) mit einer Ausrückkraft beaufschlagt werden kann, um die Kupplungs­ druckplatte von einer Kupplungsscheibe (nicht dargestellt) ab­ zuheben und somit die Kupplung auszurücken. Fig. 1 shows the first embodiment of the inventive hydraulic clutch actuation in the unactuated state. Referring to FIG. 1, the hydraulic clutch actuation system has a clutch master cylinder 2, which is connected via a pressure line 4 with a clutch slave cylinder 6 to form a pressure circuit D, so that is operatively connected to the clutch slave cylinder 6 clutch pressure plate (not shown) by operating the Kupp lung master cylinder 2 with a Release force can be applied to lift the clutch pressure plate from a clutch disc (not shown) and thus disengage the clutch.

Ferner weist die hydraulische Kupplungsbetätigung einen hy­ draulischen Servokreis S zur Ansteuerung des Druckkreises D über den Kupplungsgeberzylinder 2 auf. Der hydraulische Servo­ kreis S umfaßt den Kupplungsgeberzylinder 2, ein Proportional­ ventil 8 als Druckerzeugereinheit, eine Hydraulikpumpe 10, die über einen Elektromotor 12 oder eine elektromagnetische Kupp­ lung angetrieben werden kann, sowie einen Vorratsbehälter 14 für das Druckmittel, wie Bremsflüssigkeit, Mineralöl, etc. Auf die Verschaltung dieser Bauelemente wird nach der folgenden Beschreibung der einzelnen Bauelemente noch näher eingegangen.Furthermore, the hydraulic clutch actuation has a hy draulic servo circuit S for controlling the pressure circuit D via the clutch master cylinder 2 . The hydraulic servo circuit S comprises the clutch master cylinder 2 , a proportional valve 8 as a pressure generator unit, a hydraulic pump 10 which can be driven by an electric motor 12 or an electromagnetic clutch, and a reservoir 14 for the pressure medium, such as brake fluid, mineral oil, etc. The interconnection of these components will be discussed in more detail after the following description of the individual components.

Der Kupplungsgeberzylinder 2 hat ein Gehäuse 16 mit einer Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung 18, die an einer Ge­ häusebohrung 20 des Gehäuses 16 ausgebildet ist, in der ein hydraulisch dichter Kolben 22 axial verschiebbar und an der Gehäusebohrung 20 geführt aufgenommen ist. Der Kolben 22 ist an seinen Endabschnitten am Außenumfang mit jeweils einem Dichtelement 24.1, 24.2 versehen und zwischen den Dichtele­ menten 24.1, 24.2 verjüngt ausgebildet. Dabei unterteilt der Kolben 22 die Gehäusebohrung 20 des Kupplungsgeberzylinders 2 in einen durch die eine Stirnfläche des Kolbens 22, das in Fig. 1 linke Dichtelement 24.1 und das Gehäuse 16 begrenzten Arbeitsraum 26, einen den Kolben 22 konzentrisch umgebenden Nachlaufraum 28, der nach radial außen von dem Gehäuse 16 und zu beiden Seiten durch die Dichtelemente 24.1, 24.2 begrenzt ist, sowie einen Servo- oder Verstärkerraum 30, der von der anderen Stirnfläche des Kolbens 22, dem in Fig. 1 rechten Dichtelement 24.2, dem Gehäuse 16 und einem daran fluiddicht angebrachten Gehäuseboden 32 begrenzt ist. In dem Arbeitsraum 26 ist eine Druckfeder 34 angeordnet, die den Kolben 22 im un­ betätigten Zustand, d. h. in seiner Grundstellung auf Anschlag am Gehäuseboden 32 hält. In dieser Grundstellung des Kolbens 22 verbindet die Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung 18 den Nachlaufraum 28 mit dem Arbeitsraum 26 des Kupplungsgeber­ zylinders 2.The clutch master cylinder 2 has a housing 16 with a pressure compensation and follow-up device 18 , which is formed on a Ge housing bore 20 of the housing 16 , in which a hydraulically sealed piston 22 is axially displaceable and is guided on the housing bore 20 . The piston 22 is provided at its end portions on the outer circumference, each with a sealing element 24.1 , 24.2 and tapered between the Dichtele elements 24.1 , 24.2 . The piston 22 divides the housing bore 20 of the clutch master cylinder 2 into a working space 26 which is delimited by the one end face of the piston 22 , the left sealing element 24.1 in FIG. 1 and the housing 16 , and a trailing space 28 which concentrically surrounds the piston 22 and extends radially outward is delimited by the housing 16 and on both sides by the sealing elements 24.1 , 24.2 , and a servo or amplifier space 30 which is fluid-tight from the other end face of the piston 22 , the sealing element 24.2 on the right in FIG. 1, and the housing 16 attached housing base 32 is limited. In the working space 26 a compression spring 34 is arranged, which holds the piston 22 in the unactuated state, ie in its basic position against the stop on the housing base 32 . In this basic position of the piston 22 , the pressure compensation and trailing device 18 connects the trailing space 28 with the working space 26 of the clutch master cylinder 2 .

Weiterhin ist am Kupplungsgeberzylinder 2 je nach Charakte­ ristik des Weg-Ausrückkraft-Verlaufs der Kupplungsdruckplatte, auf den noch näher eingegangen wird, ein Weggeber 36 ange­ ordnet, mittels dessen die Lage des Kolbens 22 in der Gehäuse­ bohrung 20 des Kupplungsgeberzylinders 2 bestimmt werden kann. Der Weggeber 36 kann aber ebensogut im Kupplungsgeberzylinder 2 oder am bzw. im Kupplungsnehmerzylinder 6 angeordnet sein. Further, the clutch master cylinder 2 depending on builds character Route disengaging-course ristik the clutch pressure plate, is discussed in greater detail the, a displacement sensor 36 arranged by means of which the position of the piston 22 in the housing bore 20 of the clutch master cylinder 2 can be determined. The displacement sensor 36 can, however, just as well be arranged in the clutch master cylinder 2 or on or in the clutch slave cylinder 6 .

Das als Druckerzeugereinheit dienende Proportionalventil 8 ist als elektromagnetisch betätigbares 2/2 Kugelsitzventil ausge­ bildet, das im nicht angesteuerten Zustand in Durchgangs-Null- Stellung geschaltet ist. Das Proportionalventil 8 hat ein dreikammeriges Ventilgehäuse 38, welches eine Ankerkammer 40, eine Ablaufkammer 42 und eine Druckkammer 44 aufweist, die in dieser Reihenfolge in Fig. 1 von links nach rechts hinterein­ ander konzentrisch zur Mittelachse des Ventilgehäuses 38 ange­ ordnet sind.The serving as a pressure generator proportional valve 8 is formed as an electromagnetically actuated 2/2 ball seat valve, which is switched to the zero position in the uncontrolled state. The proportional valve 8 has a three-chamber valve housing 38 , which has an armature chamber 40 , an outlet chamber 42 and a pressure chamber 44 , which are arranged in this order in Fig. 1 from left to right behind each other concentrically to the central axis of the valve housing 38 .

In der Ankerkammer 40 des Proportionalventils 8 ist ein Steuerkolben 46 aufgenommen, der aus einem ferromagnetischen Anker 48 und einem an diesem zentrisch angebrachten Ventil­ bolzen 50 besteht. In der radialen Wandung der Ankerkammer 40 ist eine Magnetspule 52 vorgesehen, die den Anker 48 zumindest teilweise konzentrisch umgibt und zusammen mit dem Anker 48 einen Magnetantrieb ausbildet, mit dessen Hilfe der Steuer­ kolben 46 in axialer Richtung der Ankerkammer 40 definiert verschoben werden kann. Der Ventilbolzen 50 des Steuerkolbens 46 ist in einer Trennwand 54 des Ventilgehäuses 38 zwischen der Ankerkammer 40 und der Ablaufkammer 42 hydraulisch dicht geführt und ragt in die Ablaufkammer 42 hinein.In the armature chamber 40 of the proportional valve 8 , a control piston 46 is received, which consists of a ferromagnetic armature 48 and a valve bolt 50 mounted centrally on this. In the radial wall of the armature chamber 40 , a solenoid 52 is provided, which surrounds the armature 48 at least partially concentrically and together with the armature 48 forms a magnetic drive with the aid of which the control piston 46 can be displaced in a defined manner in the axial direction of the armature chamber 40 . The valve pin 50 of the control piston 46 is hydraulically sealed in a partition 54 of the valve housing 38 between the armature chamber 40 and the drain chamber 42 and projects into the drain chamber 42 .

In der Ablaufkammer 42 ist ein Ventilkörper 56 angeordnet, der als metallische Kugel ausgebildet ist, die über den sich abge­ dichtet durch die Trennwand 54 zwischen der Ankerkammer 40 und der Ablaufkammer 42 hindurcherstreckenden Ventilbolzen 50 des Steuerkolbens 46 mechanisch mit einer Betätigungskraft beauf­ schlagt werden kann. Der Ventilkörper 56 kann über den Ventil­ bolzen 50 des Steuerkolbens 46 nur mit einer Druckkraft beauf­ schlagt werden, da es sich bei dem Ventilkörper 56 und dem Ventilbolzen 50 um zwei separate Bauteile handelt.In the flow chamber 42, a valve body 56 is arranged which is formed as a metallic sphere therethrough over which abge sealed by the partition wall 54 between the armature chamber 40 and the discharge chamber 42 valve pin 50 of the control piston 46 can be mechanically connected to an actuating force beauf beat. The valve body 56 can be struck on the valve bolt 50 of the control piston 46 with a compressive force only, since the valve body 56 and the valve bolt 50 are two separate components.

An die Ablaufkammer 42 schließt sich die im Durchmesser kleinere Druckkammer 44 an. Am ablaufkammerseitigen Ende der Druckkammer 44 ist zentrisch zur Mittelachse des Steuerkolbens 46 ein ringförmiger Ventilsitz 58 ausgebildet, der zusammen mit dem Ventilkörper 56 einen Ventilspalt 60 begrenzt, dessen Durchflußquerschnitt dem Drosselquerschnitt des Proportional­ ventils 8 entspricht. In der Druckkammer 44 ist eine Rück­ stellfeder 62 angeordnet, die den Ventilkörper 56 gegen den Ventilbolzen 50 des Steuerkolbens 46 drückt.The pressure chamber 44 , which is smaller in diameter, adjoins the drain chamber 42 . At the discharge chamber end of the pressure chamber 44 , an annular valve seat 58 is formed centrally to the central axis of the control piston 46 , which together with the valve body 56 defines a valve gap 60 , the flow cross section of which corresponds to the throttle cross section of the proportional valve 8 . In the pressure chamber 44 a return spring 62 is arranged, which presses the valve body 56 against the valve pin 50 of the control piston 46 .

In der Durchgangs-Null-Stellung des Proportionalventils 8 ist der Ventilspalt 60 zwischen Ventilkörper 56 und Ventilsitz 58 durch die Rückstellkraft der Rückstellfeder 62 maximal geöff­ net, wobei der Steuerkolben 46 mittelbar über den Ventilkörper 56 gegen einen Anschlag 64 am von der Ablaufkammer 42 abge­ wandten Ende der Ankerkammer 40 gedrückt wird. Der maximal mögliche Hub des Ankers 48 des Steuerkolbens 46 in der Anker­ kammer 40 entspricht mindestens dem Schließweg des Ven­ tilspalts 60, so daß durch axiales Verschieben des Steuer­ kolbens 46 über den aus Anker 48 und Magnetspule 52 beste­ henden Magnetantrieb der Ventilspalt 60 definiert eingestellt werden kann.In the zero passage position of the proportional valve 8 , the valve gap 60 between the valve body 56 and the valve seat 58 is maximally opened by the restoring force of the return spring 62 , the control piston 46 indirectly via the valve body 56 against a stop 64 facing away from the drain chamber 42 End of the armature chamber 40 is pressed. The maximum possible stroke of the armature 48 of the control piston 46 in the armature chamber 40 corresponds at least to the closing travel of the valve gap 60 , so that by axially displacing the control piston 46 via the best consisting of armature 48 and solenoid 52 existing magnetic drive of the valve gap 60 can be set can.

Der Kupplungsgeberzylinder 2 und das Proportionalventil 8 sind mit der Hydraulikpumpe 10 und dem Vorratsbehälter 14 wie folgt verschaltet.The clutch master cylinder 2 and the proportional valve 8 are connected to the hydraulic pump 10 and the reservoir 14 as follows.

Der Verstärkerraum 30 des Kupplungsgeberzylinders 2 ist über eine Druckleitung 66 mit der Druckkammer 44 des Proportional­ ventils 8 verbunden, die über eine Druckleitung 68 an den Aus­ gang der Hydraulikpumpe 10 angeschlossen ist. Der Eingang der Hydraulikpumpe 10 ist über eine Ansaugleitung 70 mit dem Vor­ ratsbehälter 14 verbunden. Der Vorratsbehälter 14 ist über eine Ablaufleitung 72 an die Ablaufkammer 42 des Proportional­ ventils 8 angeschlossen, die über eine Nachlaufleitung 74 mit dem Nachlaufraum 28 des Kupplungsgeberzylinders 2 verbunden ist. Für den Fachmann ist ersichtlich, daß die Druckleitung 66 mit der Druckleitung 68 nicht über die Druckkammer 44 des Pro­ portionalventils 8 verbunden sein muß, sondern auch direkt von der Druckleitung 68 abzweigen kann. Ebenso muß die Nachlauf­ leitung 74 nicht über die Ablaufkammer 42 des Proportional­ ventils 8 mit der Ablaufleitung 72 verbunden sein, sondern kann von der Ablaufleitung 72 abzweigen bzw. direkt an den Vorratsbehälter 14 angeschlossen sein.The booster chamber 30 of the clutch master cylinder 2 is connected via a pressure line 66 to the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 , which is connected via a pressure line 68 to the output of the hydraulic pump 10 . The input of the hydraulic pump 10 is connected via a suction line 70 to the reservoir 14 before. The reservoir 14 is connected via a drain line 72 to the drain chamber 42 of the proportional valve 8 , which is connected via a follow-up line 74 to the follow-up chamber 28 of the clutch master cylinder 2 . For the person skilled in the art it can be seen that the pressure line 66 does not have to be connected to the pressure line 68 via the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 , but can also branch off directly from the pressure line 68 . Likewise, the wake line 74 need not be connected to the drain line 72 via the drain chamber 42 of the proportional valve 8 , but can branch off from the drain line 72 or be connected directly to the reservoir 14 .

Schließlich sind der Weggeber 36 des Kupplungsgeberzylinders 2, die Magnetspule 52 des Proportionalventils 8 und der Elek­ tromotor 12 bzw. die elektromagnetische Kupplung über Signal­ leitungen 76.1, 76.2 bzw. 76.3 an eine Regelelektronik 78 an­ geschlossen, die über weitere Signalleitungen 76i mit weiteren Steuer- oder Signalgliedern (nicht dargestellt) verbunden ist.Finally, the displacement sensor 36 of the clutch master cylinder 2 , the solenoid 52 of the proportional valve 8 and the elec tromotor 12 or the electromagnetic clutch via signal lines 76.1 , 76.2 or 76.3 are closed to control electronics 78 , which via further signal lines 76 i with further control - Or signal members (not shown) is connected.

Im folgenden wird die Funktionsweise des ersten Ausführungs­ beispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupplungsbetä­ tigung beschrieben.The following is the operation of the first embodiment example of the hydraulic clutch betä invention described.

Wird ein Gangwechsel durch den Fahrer des Kraftfahrzeugs über einen Tipp-, Vorwähl- oder Schalthebelschalter (nicht darge­ stellt) manuell bzw. durch Änderung einer oder mehrerer Steu­ ergrößen, wie Motordrehzahl, Getriebeeingangsdrehzahl, Fahrge­ schwindigkeit, Gaspedalstellung etc., über einen Ganggeber (nicht dargestellt) automatisch eingeleitet, so wird von der Regelelektronik 78 ein automatischer Kupplungsvorgang ge­ startet, indem ein Signal über die Signalleitung 76.3 an den Elektromotor 12 bzw. die elektromagnetische Kupplung angelegt wird, so daß die Hydraulikpumpe 10 über den Elektromotor 12 angetrieben bzw. über die elektromagnetische Kupplung an eine drehende Welle des Kraftfahrzeugs, beispielsweise an einem Rad oder an der Verbrennungskraftmaschine, angekuppelt wird. Von der Hydraulikpumpe 10 wird das Druckmittel nun weitgehend drucklos ausgehend vom Vorratsbehälter 14 über die Ansaug­ leitung 70, die Hydraulikpumpe 10, die Druckleitung 68, durch die Druckkammer 44 des Proportionalventils 8, vorbei an Ven­ tilkörper 56 und Ventilsitz 58 durch den Ventilspalt 60 in die Ablaufkammer 42 des Proportionalventils 8 und von der Ablauf­ kammer 42 über die Ablaufleitung 72 zurück in den Vorrats­ behälter 14 umgewälzt. Bei der im wesentlichen drucklosen Um­ wälzung des Druckmittels wird der Kolben 22 des Kupplungs­ geberzylinders 2 entgegen der Kraft der Druckfeder 34 in dem Arbeitsraum 26 des Kupplungsgeberzylinders 2 nicht in den Ar­ beitsraum 26 hinein verschoben.Is a gear change by the driver of the motor vehicle via a jog, preselection or gear lever switch (not shown) manually or by changing one or more control variables such as engine speed, transmission input speed, driving speed, accelerator pedal position etc., via a gear sensor (not automatically initiated, the control electronics 78 starts an automatic coupling process by applying a signal via the signal line 76.3 to the electric motor 12 or the electromagnetic clutch, so that the hydraulic pump 10 is driven by the electric motor 12 or via the electromagnetic clutch is coupled to a rotating shaft of the motor vehicle, for example on a wheel or on the internal combustion engine. From the hydraulic pump 10 , the pressure medium is now largely depressurized starting from the reservoir 14 via the intake line 70 , the hydraulic pump 10 , the pressure line 68 , through the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 , past valve body 56 and valve seat 58 through the valve gap 60 in the Drain chamber 42 of the proportional valve 8 and from the drain chamber 42 via the drain line 72 back into the reservoir 14 circulated. Wherein substantially unpressurized To circula- tion of the pressure medium, the piston 22 of the clutch master cylinder 2 against the force of the compression spring 34 of the clutch master cylinder 2 is not beitsraum in the working space 26 in the Ar 26 in moved.

Zur Erzeugung des hydraulischen Servodrucks und des Volumen­ stroms im Verstärkerraum 30 des Kupplungsgeberzylinders 2, die erforderlich sind, um die mit dem Kupplungsnehmerzylinder 6 wirkverbundene Kupplungsdruckplatte abzuheben, wird nun von der Regelelektronik 78 die Magnetspule 52 des Proportionalven­ tils 8 über die Signalleitung 76.2 angesteuert. Durch die mit­ tels des aus Anker 48 und Magnetspule 52 bestehenden Magnetan­ triebs erzeugte elektromagnetische Stellkraft wird der Ventil­ körper 56 des Proportionalventils 8 über den Ventilbolzen 50 des Steuerkolbens 46 entgegen der Rückstellkraft der Rück­ stellfeder 62 und der Anströmkraft des umwälzenden Druckmit­ tels am Ventilkörper 56 in Richtung auf den Ventilsitz 58 ver­ schoben. Bei Annäherung des Ventilkörpers 56 an den Ventilsitz 58 verringert sich der Ventilspalt 60 und damit der Durch­ flußquerschnitt für das umgewälzte Druckmittel. Im Ergebnis wird in der Druckkammer 44 des Proportionalventils 8 in Strö­ mungsrichtung des Druckmittels vor dem Ventilspalt 60 ein de­ finierter Staudruck aufgebaut, der als Servodruck des Servo­ kreises S dient und dessen Größe von der Weite bzw. Öffnung des Ventilspalts 60 und dem von der Hydraulikpumpe 10 geför­ derten Volumenstrom abhängt. Gleichzeitig wirkt eine Reak­ tionskraft am Ventilkörper 56 des Proportionalventils 8, deren Größe von der effektiven hydraulischen Wirkfläche des Ventil­ körpers 56 bei Anlage am Ventilsitz 58 abhängt. Diese Reak­ tionskraft wirkt über den Ventilkörper 56 auf den Ventilbolzen 50 des Steuerkolbens 46 zurück und ist in guter Näherung pro­ portional zum Staudruck in der Druckkammer 44 des Proportio­ nalventils 8, d. h. zum Servodruck des Servokreises S. Daher eignet sich zur elektromagnetischen Ansteuerung des Steuerkol­ bens 46 insbesondere ein Proportional-Magnetantrieb mit ent­ sprechender Strom-Kraft-Charakteristik, so daß der am vom Druckmittel zwangsdurchströmten Ventilspalt 60 erzeugte Stau­ druck bzw. Servodruck des Servokreises S durch stufenlose Ver­ stellung des Ventilspalts 60 über den Ventilbolzen 50 stufen­ los und definiert einstellbar ist. Die Viskosität des Druck­ mittels hat dabei lediglich einen untergeordneten Einfluß auf den Servodruck im Servokreis S, da kleine Volumenströme des inkompressiblen Druckmittels und dessen ständige Umwälzung über den Vorratsbehälter 14 für ausreichende Kühlung und da­ durch konstante Betriebstemperatur im Servokreis S sorgen.To generate the hydraulic servo pressure and the volume flow in the amplifier chamber 30 of the clutch master cylinder 2 , which are required to lift the clutch pressure plate operatively connected to the clutch slave cylinder 6 , the solenoid 52 of the proportional valve 8 is now controlled by the control electronics 78 via the signal line 76.2 . By means of the magnetic actuator generated by means of armature 48 and magnetic coil 52 , the valve actuator 56 of the proportional valve 8 is actuated by the valve pin 50 of the control piston 46 against the restoring force of the return spring 62 and the inflow force of the circulating pressure medium on the valve body 56 in Pushed towards the valve seat 58 ver. When the valve body 56 approaches the valve seat 58 , the valve gap 60 and thus the flow cross-section for the circulated pressure medium decrease. As a result, a de-defined dynamic pressure is built up in the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 in the flow direction of the pressure medium in front of the valve gap 60 , which serves as the servo pressure of the servo circuit S and its size from the width or opening of the valve gap 60 and from the hydraulic pump 10 volume flow depends. At the same time, a reaction force acts on the valve body 56 of the proportional valve 8 , the size of which depends on the effective hydraulic effective area of the valve body 56 when it is in contact with the valve seat 58 . This reac tion force acts via the valve body 56 on the valve pin 50 of the control piston 46 and is in good approximation proportional to the dynamic pressure in the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 , ie to the servo pressure of the servo circuit S. Therefore, it is suitable for electromagnetic actuation of the control piston 46 in particular a proportional magnetic drive with a corresponding current-force characteristic, so that the back pressure generated by the pressure medium through the valve gap 60 accumulation pressure or servo pressure of the servo circuit S by stepless adjustment of the valve gap 60 via the valve pin 50 steps and defined adjustable . The viscosity of the pressure means has only a minor influence on the servo pressure in the servo circuit S, since small volume flows of the incompressible pressure medium and its constant circulation via the reservoir 14 ensure sufficient cooling and because of the constant operating temperature in the servo circuit S.

Der wie oben beschrieben erzeugte definierte Servodruck des Servokreises S steht ausgehend von der Druckkammer 44 des Pro­ portionalventils 8 über die Druckleitung 66 in dem Verstärker­ raum 30 des Kupplungsgeberzylinders 2 an und beaufschlagt die verstärkerraumseitige hydraulische Wirkfläche des Kolbens 22 des Kupplungsgeberzylinder 2, so daß der Kolben 22 gegen die Kraft der Druckfeder 34 in den Arbeitsraum 26 des Kupplungs­ geberzylinders 2 hineinverschoben wird. Dabei überfährt das am in Fig. 1 linken Ende des Kolben 22 angebrachte, dem Arbeits­ raum 26 zugeordnete Dichtelement 24.1 die Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung 18 in Fig. 1 nach links, so daß im Ar­ beitsraum 26 des Kupplungsgeberzylinders 2 ein Arbeitsdruck aufgebaut wird. Dieser Arbeitsdruck liegt über die Drucklei­ tung 4 auch im Kupplungsnehmerzylinder 6 an, so daß dieser die Kupplungsdruckplatte von der Kupplungsscheibe abheben kann.The defined servo pressure of the servo circuit S generated as described above is based on the pressure chamber 44 of the pro portional valve 8 via the pressure line 66 in the booster chamber 30 of the clutch master cylinder 2 and acts on the hydraulic chamber of the piston 22 of the clutch master cylinder 2 , so that the piston 22 is pushed against the force of the compression spring 34 into the working space 26 of the clutch master cylinder 2 . Here, the left-most in Fig. 1 the end of the piston 1 travels over 22-mounted, the working space 26 associated sealing element 24.1, the pressure equalizing and tracking device 18 in Fig. To the left, so that in the Ar beitsraum 26 of the clutch master cylinder 2, a working pressure is built up. This working pressure is on the Drucklei device 4 in the clutch slave cylinder 6 , so that it can lift the clutch pressure plate from the clutch disc.

Der am Kupplungsgeberzylinder 2 angeordnete Weggeber 36 ist vornehmlich bei Kupplungskennlinien mit sogenannter "drop-off" Charakteristik erforderlich, bei der die Ausrückkraft der Kupplung über dem Ausrückweg aufgetragen im wesentlichen wie eine nach unten geöffnete Parabel verläuft, wie nachfolgend noch ausführlicher beschrieben wird. Mit Hilfe der durch den Weggeber 36 erfaßten Stellung des Kolbens 22 des Kupplungs­ geberzylinders 2 kann dann für die Regelelektronik 78 zur Steuerung eine eindeutige Ausrückweg- bzw. Lagezuordnung der ausgerückten Kupplungsdruckplatte in Bezug zur Betätigungs­ kraft erhalten werden. The displacement sensor 36 arranged on the clutch master cylinder 2 is primarily required for clutch characteristics with a so-called "drop-off" characteristic, in which the disengagement force of the clutch over the disengagement path essentially runs like a parabola open at the bottom, as will be described in more detail below. With the help of the position of the piston 22 of the clutch master cylinder 2 detected by the displacement sensor 36, a clear disengagement path or position assignment of the disengaged clutch pressure plate in relation to the actuating force can then be obtained for the control electronics 78 for control purposes.

Ist die Kupplungsdruckplatte über den Kupplungsnehmerzylinder 6 vollständig ausgerückt, wird mittels des Schalthebels des Kraftfahrzeugs oder des Ganggebers der Schaltvorgang am Ge­ triebe des Kraftfahrzeugs durchgeführt.If the clutch pressure plate completely disengaged via the clutch slave cylinder 6, the switching operation is at the Ge gear of the motor vehicle by means of the shift lever of the motor vehicle or of the speed encoder.

Nach Beendigung des Schaltvorgangs wird die Kupplungsdruck­ platte wieder in Kraftschluß mit der Kupplungsscheibe ge­ bracht. Dazu wird nach einer vorgegebenen Regelungscharakte­ ristik der über die Signalleitung 16 an die Magnetspule 52 an­ gelegte Strom mittels der Regelelektronik 78 reduziert, wobei die elektromagnetische Stellkraft am Steuerkolben 46 des Pro­ portionalventils 8 nach Regelungsvorgabe auf Null zurückgefah­ ren wird. Der durch das umgewälzte Druckmittel in der Druck­ kammer 44 des Proportionalventils 8 erzeugte Staudruck bzw. Servodruck des Servokreises S wirkt dabei auf die hydraulische Wirkfläche des Ventilkörpers 56 und schiebt, unterstützt durch die Rückstellkraft der Rückstellfeder 62, den Ventilkörper 56 zusammen mit dem Steuerkolben 46 vom Ventilsitz 58 weg, so daß sich der Ventilspalt 60 unter Abnahme des Staudrucks in der Druckkammer 44 vergrößert, bis der Steuerkolben 46 auf den An­ schlag 64 in der Ankerkammer 40 fährt. Damit sinkt der Servo­ druck des Druckmittels bei konstantem Volumenstrom im Servo­ kreis S nach einem vorgegebenen Druckverlauf auf Null, wobei der Kolben 22 des Kupplungsgeberzylinders 2, der über seine verstärkerraumseitige hydraulische Wirkfläche mit dem abneh­ menden Servodruck des Servokreises S beaufschlagt wird, auf­ grund der Kraft der Druckfeder 34 und die hydraulische Beauf­ schlagung seiner arbeitsraumseitigen hydraulischen Wirkfläche über den durch die federnde Kupplungsdruckplatte belasteten Kupplungsnehmerzylinder 6, in seine Grundstellung auf Anschlag am Gehäuseboden 32 des Kupplungsgeberzylinders 2 verschoben wird. Die hydraulische Verbindung des Arbeitsraums 26 des Kupplungsgeberzylinders 2 zum Vorratsbehälter 14 ist nun über die Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung 18, die Nachlauf­ leitung 74, die Ablaufkammer 42 des Proportionalventils 8 und die Ablaufleitung 72 wieder hergestellt. After completion of the switching process, the clutch pressure plate is brought back into frictional engagement with the clutch disc. For this purpose, according to a predetermined control characteristic, the current applied via the signal line 16 to the magnetic coil 52 is reduced by means of the control electronics 78 , the electromagnetic actuating force on the control piston 46 of the proportional valve 8 being reduced to zero according to the control specification. The dynamic pressure generated in the pressure chamber 44 of the proportional valve 8 by the circulating pressure medium or servo pressure of the servo circuit S acts on the hydraulic effective surface of the valve body 56 and pushes, supported by the restoring force of the return spring 62 , the valve body 56 together with the control piston 46 from valve seat 58 away so that the valve gap 60 increases in the pressure chamber 44 with a decrease of the dynamic pressure, moves until the control piston 46 impact on the on the armature chamber 64 in the fortieth The servo pressure of the pressure medium thus drops to zero at a constant volume flow in the servo circuit S according to a predetermined pressure curve, the piston 22 of the clutch master cylinder 2 , which is acted upon by the hydraulic servo area with its decreasing servo pressure of the servo circuit S, on the basis of the force the compression spring 34 and the hydraulic actuation of its working space-side hydraulic effective surface over the clutch slave cylinder 6 loaded by the resilient clutch pressure plate, is moved into its basic position as far as the stop on the housing base 32 of the clutch master cylinder 2 . The hydraulic connection of the working space 26 of the clutch master cylinder 2 to the reservoir 14 is now via the pressure compensation and trailing device 18 , the trailing line 74 , the drain chamber 42 of the proportional valve 8 and the drain line 72 restored.

Das erste Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen hydrau­ lischen Kupplungsbetätigung wurde oben im Zusammenhang mit einer Kupplung beschrieben, deren Kennlinie eine "drop-off" Charakteristik aufweist. In Fig. 2A ist eine derartige Kenn­ linie dargestellt, wie sie prinzipiell bei mechanischen Kupp­ lungen, die manuell ausgerückt werden, als Standard Anwendung findet. Kennzeichnend für diese Kennlinie ist, daß der Verlauf der Ausrückkraft F über dem Ausrückweg a durch geeignete Aus­ bildung der Membranfedern der Kupplung konstruktiv derart vor­ gegeben ist, daß sowohl die Ein- als auch die Ausrückpunkte der Kupplung auf einem höheren Kraftniveau liegen als die Kraft, die zum Halten der Kupplungsdruckplatte im ausgerückten Zustand benötigt wird. Dies hat den Vorteil, daß bei durch Niedertreten des Kupplungspedals ausgerückter Kupplungsdruck­ platte der Betätigungskraftbedarf am Kupplungspedal eine ange­ messene Größe aufweist, so daß auch ein längeres Halten der Kupplungsdruckplatte im ausgerückten Zustand den Fahrer des Kraftfahrzeugs nicht ermüdet. Aufgrund dieser Kennlinie wird bei der unter Bezugnahme auf die Fig. 1 beschriebenen automa­ tischen hydraulischen Kupplungsbetätigung jedoch der Weggeber 36 benötigt, um eine eindeutige Zuordnung der Ausrückkraft F zum Ausrückweg a und somit zum Kupplungsmoment M zu ermög­ lichen.The first embodiment of the hydraulic clutch actuation according to the invention was described above in connection with a clutch, the characteristic of which has a "drop-off" characteristic. In Fig. 2A such a characteristic line is shown, as it is in principle with mechanical couplings that are manually disengaged, as a standard application. It is characteristic of this characteristic that the course of the disengagement force F over the disengagement path a is given by constructing the diaphragm springs of the clutch in such a way that both the engagement and disengagement points of the clutch are at a higher force level than the force, which is needed to keep the clutch pressure plate disengaged. This has the advantage that when the clutch pedal is released by depressing the clutch pedal, the actuation force requirement on the clutch pedal is of a measured size, so that even holding the clutch pressure plate in the disengaged state does not tire the driver of the motor vehicle. Because of this characteristic, the displacement sensor 36 is required in the automatic hydraulic clutch actuation described with reference to FIG. 1, in order to enable a clear assignment of the disengagement force F to the disengagement path a and thus to the clutch torque M.

Bei der erfindungsgemäßen automatischen hydraulischen Kupp­ lungsbetätigung können auch Kupplungen zur Anwendung gelangen, die eine Kupplungskennlinie mit im wesentlichen linearer bzw. stetig steigender Charakteristik, d. h. mit einem im wesent­ lichen linearen bzw. stetig steigenden Verlauf der Ausrück­ kraft F über dem Ausrückweg a der Kupplungsdruckplatte aufwei­ sen, da die Ausrückkraft F nicht vom Fahrer des Kraftfahrzeugs aufzubringen und somit der Verlauf der Ausrückkraft F über dem Ausrückweg a von untergeordneter Bedeutung ist. In Fig. 2B ist eine derartige Kennlinie dargestellt. Der Weggeber 36 zur Er­ fassung des Ausrückwegs a der Kupplungsdruckplatte kann bei einer derartigen Kupplung vorteilhaft entfallen, da die Aus­ rückkraft F mit dem Ausrückweg a der Kupplungsdruckplatte und somit dem Kupplungsmoment M in einem eindeutigen Zusammenhang steht.In the automatic hydraulic clutch actuation according to the invention, clutches can also be used which have a clutch characteristic curve with a substantially linear or steadily increasing characteristic, ie with a substantially linear or steadily increasing course of the disengagement force F over the disengagement path a of the clutch pressure plate sen, since the disengagement force F can not be applied by the driver of the motor vehicle and thus the course of the disengagement force F over the disengagement path a is of secondary importance. Such a characteristic is shown in FIG. 2B. The displacement sensor 36 for detecting the disengagement path a of the clutch pressure plate can advantageously be omitted in such a clutch, since the back force F is in a clear connection with the disengagement path a of the clutch pressure plate and thus the clutch torque M.

Für eine definierte bzw. feinfühlige Regelung des Kupplungsmo­ ments M beim Einrücken der Kupplung, d. h. wenn die Kupplungs­ druckplatte und die Mitnehmerscheibe der Kupplung über die Reibbeläge in Eingriff gelangen, genügt die Kenntnis der Aus­ rückkraft F der Kupplung oder einer mit ihr verknüpften Größe, wie des Arbeitsdrucks im Druckkreis D, des Servodrucks im Ser­ vokreis S, des Spulenstroms IV des Magnetantriebs im Propor­ tionalventil 8 oder des Stroms IM des Elektromotors 12 zum An­ trieb der Hydraulikpumpe 10. Dabei ist die Ausrückkraft F bei konstanten hydraulischen Wirkflächen am Kolben 22 des Kupp­ lungsgeberzylinders 2 lediglich eine Funktion des Arbeits­ drucks im Druckkreis D bzw. des Servodrucks im Servokreis S, während sich der Arbeitsdruck im Druckkreis D bzw. der Servo­ druck im Servokreis S wiederum als Funktion des Spulenstroms IV des Magnetantriebs im Proportionalventil 8 bzw. des Stroms IM des Elektromotors 12 zum Antrieb der Hydraulikpumpe 10 er­ gibt.For a defined or sensitive control of the clutch torque M when engaging the clutch, ie when the clutch pressure plate and the drive plate of the clutch engage via the friction linings, it is sufficient to know the back force F of the clutch or a size associated with it, such as the working pressure in the pressure circuit D, the servo pressure in the servo circuit S, the coil current I V of the magnetic drive in the proportional valve 8 or the current I M of the electric motor 12 to drive the hydraulic pump 10 . The disengagement force F with constant hydraulic effective surfaces on the piston 22 of the clutch master cylinder 2 is only a function of the working pressure in the pressure circuit D or the servo pressure in the servo circuit S, while the working pressure in the pressure circuit D or the servo pressure in the servo circuit S in turn Function of the coil current I V of the magnetic drive in the proportional valve 8 and the current I M of the electric motor 12 for driving the hydraulic pump 10 , there.

Grundsätzlich ist es möglich, den Arbeitsdruck im Druckkreis D bzw. den Servodruck im Servokreis S mittels eines Drucksensors (nicht dargestellt) zu erfassen, der mit der Druckleitung 4 im Druckkreis D bzw. der Druckleitung 66 im Servokreis S hydrau­ lisch verbunden und mittels einer Signalleitung (nicht darge­ stellt) an die Regelelektronik 78 angeschlossen ist. Der Drucksensor liefert Istwerte für einen unterlagerten Druck­ regelkreis, um die Regelgüte des Gesamtsystems zu erhöhen und somit ein feinfühliges Einrücken der Kupplung zu gewährlei­ sten. Bei einer solchen Regelung wird das Ausrücken der Kupp­ lung, d. h. das Trennen des Reibeingriffs zwischen. Kupplungs­ druckplatte und Mitnehmerscheibe durch Sensierung der Dreh­ zahldifferenz bzw. des Schlupfs zwischen Kupplungsdruckplatte und Mitnehmerscheibe erkannt sowie der dazu aufgebrachte Ar­ beits- bzw. Servodruck gemessen und gespeichert. Diese Werte stehen der Regelelektronik 78 zusammen mit weiteren Signalen, die der Regelelektronik 78 über die Signalleitungen 76 zuge­ führt werden, nun zur Regelung eines schnellen und komforta­ blen Einrückvorgangs zur Verfügung.Basically, it is possible to detect the working pressure in the pressure circuit D or the servo pressure in the servo circuit S by means of a pressure sensor (not shown) which is connected hydraulically to the pressure line 4 in the pressure circuit D or the pressure line 66 in the servo circuit S and by means of a signal line (not shown) is connected to the control electronics 78 . The pressure sensor supplies actual values for a subordinate pressure control circuit in order to increase the control quality of the overall system and thus to ensure a sensitive engagement of the clutch. With such a scheme, the disengagement of the clutch, ie the separation of the frictional engagement between. Clutch pressure plate and drive plate detected by sensing the speed difference or the slip between the clutch pressure plate and drive plate, and the applied working or servo pressure measured and stored. These values are now available to the control electronics 78 together with further signals which are fed to the control electronics 78 via the signal lines 76 for controlling a fast and comfortable engagement process.

Als Istwert für einen solchen unterlagerten Regelkreis kann auch der Spulenstrom IV des Magnetantriebs im Proportionalven­ til 8 bzw. der Strom IM des Elektromotors 12 zum Antrieb der Hydraulikpumpe 10 dienen, der zum Servodruck im Servokreis S proportional ist und ausgehend von der Regelelektronik 78 über die Signalleitung 76.2 bzw. 76.3 an der Magnetspule 52 im Pro­ portionalventil 8 bzw. dem Elektromotor 12 anliegt. In diesem Fall wird ein Drucksensor zur Erfassung des Arbeits- bzw. Ser­ vodrucks nicht benötigt. Zum Ausrücken der Kupplung wird bei über den Elektromotor 12 angetriebener Hydraulikpumpe 10 der Ventilspalt 60 des Proportionalventils 8 durch eine zunehmende Bestromung des Magnetantriebs des Proportionalventils 8 wie beschrieben verkleinert, so daß sich ein Servodruck im Servo­ kreis S aufbaut, der am Kupplungsgeberzylinder 2 anliegt und somit eine Erhöhung des Arbeitsdrucks im Druckkreis D zur Folge hat. Sobald das Ausrücken der Kupplung wie oben be­ schrieben durch Drehzahlsensierung von Motor und Abtrieb bzw. Kupplungsdruckplatte und Mitnehmerscheibe erfaßt wird, wird der Spulenstrom IV der Magnetspule 52 im Proportionalventil 8 bzw. die Stromaufnahme IM des Elektromotors 12 zum Antrieb der Hydraulikpumpe 10, die nun das Druckmittel gegen den Wider­ stand des ansteigenden Servodrucks im Servokreis fördert, ge­ messen und gespeichert. Auf der Grundlage dieser Werte und weiterer Signale kann über die Regelelektronik 78 nun die Re­ gelung eines schnellen und komfortablen Einrückvorgangs erfol­ gen, wobei das Einrücken der Kupplung nur durch Absenken des Spulenstroms IV der Magnetspule 52 im Proportionalventil 8 wie oben beschrieben bewirkt wird. Im Ergebnis ist es möglich, bei Verwendung einer Kupplung mit im wesentlichen linearer oder jedenfalls stetig steigender Charakteristik der Kupplungskenn­ linie das zu übertragende Kupplungsmoment M zwischen der Kupp­ lungsdruckplatte und der Mitnehmerscheibe unabhängig vom Aus­ rückweg a der Kupplungsdruckplatte zu regeln. The coil current I V of the magnetic drive in the proportional valve 8 or the current I M of the electric motor 12 for driving the hydraulic pump 10 , which is proportional to the servo pressure in the servo circuit S and is based on the control electronics 78, can also serve as the actual value for such a subordinate control loop the signal line 76.2 or 76.3 is applied to the solenoid 52 in the proportional valve 8 or the electric motor 12 . In this case, a pressure sensor for recording the working or servo pressure is not required. To disengage the clutch when the hydraulic pump 10 is driven by the electric motor 12 , the valve gap 60 of the proportional valve 8 is reduced as described by increasing current supply to the magnetic drive of the proportional valve 8 , so that a servo pressure builds up in the servo circuit S which is applied to the clutch master cylinder 2 and thus an increase in the working pressure in pressure circuit D results. As soon as the disengagement of the clutch, as described above, is detected by speed sensing of the engine and output or clutch pressure plate and drive plate, the coil current I V of the solenoid 52 in the proportional valve 8 or the current consumption I M of the electric motor 12 for driving the hydraulic pump 10 , the now the pressure medium against the resistance of the rising servo pressure in the servo circuit conveys, measures and stores. Based on these values and other signals, the control electronics 78 can now regulate a quick and comfortable engagement process, the engagement of the clutch being effected only by lowering the coil current I V of the solenoid 52 in the proportional valve 8 as described above. As a result, it is possible, when using a clutch with a substantially linear or in any case steadily increasing characteristic of the clutch characteristic line, to regulate the clutch torque M to be transmitted between the clutch pressure plate and the drive plate independently of the return path a of the clutch pressure plate.

Desweiteren ist bei Kupplungen mit einer Kennlinie gemäß Fig. 2A ein Mischverfahren aus den oben beschriebenen Regelungen des Einrückvorgangs möglich. Demgemäß wird das Einrücken der Kupplung im unstetigen Teilbereich der Kennlinie solange auf der Grundlage des erfaßten Ausrückwegs oder einer dazu propor­ tionalen Größe geregelt, bis der Verlauf der Kennlinie über dem Ausrückweg nach Überschreiten des Scheitelpunkts der Kenn­ linie eindeutig ist. Dann, d. h. im stetigen Teilbereich der Kennlinie, wird die Regelung umgeschaltet und auf der Grund­ lage der erfaßten Ausrückkraft oder einer dazu proportionalen Größe weitergeführt, um ein besonders feinfühliges Einrücken der Kupplung zu gewährleisten.Furthermore, in the case of clutches with a characteristic curve according to FIG. 2A, a mixing method from the above-described rules of the engagement process is possible. Accordingly, the engagement of the clutch in the discontinuous portion of the characteristic curve is regulated on the basis of the detected disengagement path or a proportion proportional to it until the course of the characteristic curve over the disengagement path is clear after the apex of the characteristic line has been exceeded. Then, ie in the continuous portion of the characteristic curve, the control is switched over and continued on the basis of the detected disengagement force or a quantity proportional to it, in order to ensure a particularly sensitive engagement of the clutch.

Vorstehend wurde beschrieben, daß das Druckmittel vor dem ei­ gentlichen Kupplungsvorgang im Servokreis S im wesentlichen drucklos umläuft. Eine vorteilhafte Alternative zum im wesent­ lichen drucklosen Umlauf des Druckmittels stellt die Ansteue­ rung des Druckkreises D über den Servokreis S zu einer Momen­ tennachführung dar, deren Grundidee darin besteht, die Kupp­ lung nicht bis zum maximal übertragbaren Kupplungsmoment zu schließen, sondern nur so weit zu schließen, daß das übertrag­ bare Kupplungsmoment immer knapp über dem aktuellen Motormo­ ment der Verbrennungskraftmaschine des Kraftfahrzeugs liegt.It was described above that the pressure medium before the egg coupling process in the servo circuit S essentially circulates without pressure. An advantageous alternative to the essential The control is provided by the pressureless circulation of the pressure medium tion of the pressure circuit D via the servo circuit S to a moment tracking, the basic idea of which is the dome not up to the maximum transferable clutch torque close, but only close to the extent that the transfer clutch torque always just above the current engine torque ment of the internal combustion engine of the motor vehicle.

Bei der Momentennachführung wird schon frühzeitig durch Ände­ rung eines oder mehrerer Regelparameter, wie Motordrehzahl, Fahrgeschwindigkeit, Gaspedalstellung etc., die über die Sig­ nalleitungen 76i der Regelelektronik 78 zugeleitet werden, ein möglicher Schaltwunsch bzw. Gangwechsel von der Regelelek­ tronik 78 erkannt, die dann über den Servokreis S den Druck­ kreis D wie oben beschrieben ansteuert, um über den Kupplungs­ nehmerzylinder 6 an der Kupplung ein Kupplungsmoment zu erzeu­ gen, daß immer knapp über dem aktuellen Motormoment liegt.In the case of torque tracking, a possible shift request or gear change is recognized by the control electronics 78 at an early stage by changing one or more control parameters, such as engine speed, driving speed, accelerator pedal position, which are supplied to the control electronics 78 via the signal lines 76 i then controls the pressure circuit D via the servo circuit S as described above to generate a clutch torque via the clutch slave cylinder 6 on the clutch, that is always just above the current engine torque.

Ein Vorteil der Momentennachführung ist insbesondere darin zu sehen, daß die Kupplungsdruckplatte mit reduzierter Stellge­ schwindigkeit auch bei einem schnellen Gangwechsel rechtzeitig vollständig ausgekuppelt werden kann.One advantage of moment tracking is especially in that see that the clutch pressure plate with reduced Stellge  dizziness in time even when changing gears quickly can be completely disengaged.

Auch entfaltet die Momentennachführung eine vorteilhafte Wir­ kung bei Lastwechseln, wobei die durch schnelle Änderung des Motormoments bei geschlossener Kupplung leicht an der Kupplung erzeugten bzw. in der Kupplungsbetätigung induzierten Ruckel­ schwingungen eliminiert werden können, so daß bedingt durch den nur kurzzeitig an der Kupplung auftretenden Schlupf Ver­ brauchs- und Verschleißvorteile resultieren. Hierbei erfolgt die Nachführung des Kupplungsmoments mit einer vorbestimmten Hysterese, d. h., daß das Kupplungsmoment erst dann geändert wird, wenn sich das Motormoment um einen gewissen Mindestbe­ trag geändert hat, was mit einer Verringerung der Einschalt­ dauer des Elektromotors 12 bzw. der elektromagnetischen Kupp­ lung zum Antrieb der Hydraulikpumpe 10 verbunden ist.Also, the torque tracking unfolds an advantageous effect on load changes, the vibrations easily generated on the clutch or induced in the clutch actuation by quickly changing the engine torque when the clutch is closed, so that due to the slip occurring only briefly on the clutch Consumption and wear advantages result. Here, the clutch torque is adjusted with a predetermined hysteresis, that is, the clutch torque is only changed when the engine torque has changed by a certain minimum amount, which results in a reduction in the on-time of the electric motor 12 or the electromagnetic clutch Drive of the hydraulic pump 10 is connected.

Die Fig. 3 zeigt eine Variante des in Fig. 1 dargestellten ersten Ausführungsbeispiels der erfindungsgemäßen hydrau­ lischen Kupplungsbetätigung. Die Variante gemäß Fig. 3 unter­ scheidet sich von dem in Fig. 1 dargestellten ersten Ausfüh­ rungsbeispiel im wesentlichen dadurch, daß ein anderes Propor­ tionalventil 8′ im Servokreis S zur Anwendung gelangt. Im fol­ genden wird die Variante nach Fig. 3 lediglich hinsichtlich ihrer sich vom ersten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 unter­ scheidenden Merkmale beschrieben. Fig. 3 shows a variant of the first embodiment shown in Fig. 1 of the hydraulic clutch actuation according to the invention. The variant according to FIG. 3 differs from the first exemplary embodiment shown in FIG. 1 essentially in that another proportional valve 8 'in the servo circuit S is used. In the fol lowing the variant of FIG. 3 is described only in terms of its differing features from the first embodiment of FIG. 1.

Bei dem in Fig. 3 dargestellten Proportionalventil 8′, das eine Schaltvariante des Proportionalventils 8 gemäß Fig. 1 ist, handelt es sich um ein elektromagnetisch betätigbares 2/2 Kugelsitzventil, welches im unbetätigten Zustand in Sperr- Null-Stellung geschaltet ist. Das Proportionalventil 8′ hat ein dreikammeriges Ventilgehäuse 38′, welches eine Ankerkammer 40′, eine Ablaufkammer 42′ und eine Druckkammer 44′ begrenzt. Die Ankerkammer 40′, die Druckkammer 44′ und die Ablaufkammer 42′ sind in dieser Reihenfolge in Fig. 3 von rechts nach links hintereinander konzentrisch zur Mittelachse des Ventilgehäuses 38′ angeordnet. Die Ablaufkammer 42′ ist mit dem Vorratsbehäl­ ter 14 über die Ablaufleitung 72 und mit der Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung 18 im Kupplungsgeberzylinder 2 über die Nachlaufleitung 74 verbunden, während die Druckkammer 44′ über die Druckleitung 68 an die Hydraulikpumpe 10 und über die Druckleitung 66 an den Verstärkerraum 30 im Kupplungsgeber­ zylinder 2 angeschlossen ist.In the proportional valve 8 'shown in Fig. 3', which is a switching variant of the proportional valve 8 according to FIG. 1, it is an electromagnetically actuated 2/2 ball seat valve which is switched in the non-actuated state in the blocking zero position. The proportional valve 8 'has a three-chamber valve housing 38 ', which defines an armature chamber 40 ', an outlet chamber 42 ' and a pressure chamber 44 '. The armature chamber 40 ', the pressure chamber 44 ' and the drain chamber 42 'are arranged in this order in Fig. 3 from right to left one behind the other concentrically to the central axis of the valve housing 38 '. The drain chamber 42 'is connected to the reservoir 14 via the drain line 72 and to the pressure compensation and follow-up device 18 in the clutch master cylinder 2 via the follow-up line 74 , while the pressure chamber 44 ' via the pressure line 68 to the hydraulic pump 10 and via the pressure line 66 the booster chamber 30 in the clutch master cylinder 2 is connected.

In der Ankerkammer 40′ des Proportionalventils 8′ ist ein Steuerkolben 46′ aufgenommen, der aus einem ferromagnetischen Anker 48′ mit einem zentrisch daran angeordneten Ventilbolzen 50′ besteht und in der Ankerkammer 40′ elektromagnetisch axial verschiebbar ist. Dazu ist in der radialen Wandung der Anker­ kammer 40′ eine Magnetspule 52′ vorgesehen, die den Anker 48′ zumindest teilweise konzentrisch umgibt und zusammen mit dem Anker 48′ einen Magnetantrieb ausbildet, mit dessen Hilfe der Steuerkolben 46′ in axialer Richtung der Ankerkammer 40′ wahl­ weise verschoben werden kann. Der Ventilbolzen 50′ des Steuer­ kolbens 46′ ist in einer Trennwand 54′ des Ventilgehäuses 38′ zwischen der Ankerkammer 40′ und der Druckkammer 44′ hydrau­ lisch dicht geführt und steht in die Druckkammer 44′ vor.In the armature chamber 40 'of the proportional valve 8 ', a control piston 46 'is received, which consists of a ferromagnetic armature 48 ' with a valve pin 50 'arranged centrally thereon and in the armature chamber 40 ' is axially displaceable electromagnetically. For this purpose, a magnetic coil 52 'is provided in the radial wall of the armature chamber 40 ', which surrounds the armature 48 'at least partially concentrically and together with the armature 48 ' forms a magnetic drive with the aid of which the control piston 46 'in the axial direction of the armature chamber 40 ′ Can optionally be moved. The valve bolt 50 'of the control piston 46 ' is in a partition 54 'of the valve housing 38 ' between the armature chamber 40 'and the pressure chamber 44 ' hy cally tight and protrudes into the pressure chamber 44 '.

Die Druckkammer 44′ ist mit der Ablaufkammer 42′ durch eine auf einer Achse mit dem Steuerkolben 46′ liegenden Durchgangs- oder Stufenbohrung verbunden, die ablaufkammerseitig mit einem zentrisch angearbeiteten Ventilsitz 58′ versehen ist.The pressure chamber 44 'is connected to the drain chamber 42 ' through an axis with the control piston 46 'lying through or stepped bore, which is provided on the discharge chamber side with a centrally worked valve seat 58 '.

In der Ablaufkammer 42′ ist ein Ventilkörper 56′ angeordnet, der als metallische Kugel ausgebildet ist, die über den sich abgedichtet durch die Trennwand 54′ zwischen der Ankerkammer 40′ und der Druckkammer 44′ hindurcherstreckenden Ventilbolzen 50′ des Steuerkolbens 46′ mechanisch mit einer Betätigungs­ kraft beaufschlagt werden kann. Der Ventilkörper 56′ kann über den Ventilbolzen 50′ nur mit einer Druckkraft beaufschlagt werden. Der Hubweg des Ankers 48′ des Steuerkolbens 46′ in der Ankerkammer 40′ entspricht dem erforderlichen Ventilöffnungs­ weg des Ventilkörpers 56′ in der Ablaufkammer 42′. In the drain chamber 42 'is a valve body 56 ' is arranged, which is designed as a metallic ball, which is sealed by the partition wall 54 'between the armature chamber 40 ' and the pressure chamber 44 'extending valve bolt 50 ' of the control piston 46 'mechanically with a Actuating force can be applied. The valve body 56 'can only be acted upon by a pressure force via the valve pin 50 '. The stroke of the armature 48 'of the control piston 46 ' in the armature chamber 40 'corresponds to the required valve opening path of the valve body 56 ' in the drain chamber 42 '.

In der Ablaufkammer 42′ ist ferner eine Schließfeder 63 ange­ ordnet, die den Ventilkörper 56′ in seiner Grundstellung gegen den Ventilsitz 58′ drückt, wodurch in der Sperr-Null-Stellung des Proportionalventils 8′ die Druckkammer 44′ und die Ablauf­ kammer 42′ hydraulisch dicht voneinander getrennt sind. Die Schließfeder 63 ist derart dimensioniert, daß der Betrag ihrer Vorspannkraft gleich dem Betrag der Kraft ist, die am Ventil­ körper 56′ druckkammerseitig wirkt, wenn der zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderliche Arbeitsdruck im Druckkreis D ansteht. Der zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderliche Arbeitsdruck ist bei einer Kupplungskennlinie mit "drop-off" Charakteristik derjenige Druck, der benötigt wird, um die Kraft im Scheitelpunkt des Ausrückkraftverlaufs F in Fig. 2A zu erzeugen, während der zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderliche Arbeitsdruck bei einer Kupplungskennlinie mit stetig steigender Charakteristik derjenige Druck ist, der be­ nötigt wird, um diejenige Ausrückkraft F zu erzeugen, bei der kein Moment M mehr übertragen wird (gestrichelte Linie in Fig. 2B).In the drain chamber 42 'is also a closing spring 63 is arranged, which presses the valve body 56 ' in its basic position against the valve seat 58 ', whereby in the locked zero position of the proportional valve 8 ' the pressure chamber 44 'and the drain chamber 42 ' are hydraulically tightly separated. The closing spring 63 is dimensioned such that the amount of its biasing force is equal to the amount of force acting on the valve body 56 'pressure chamber side when the maximum working pressure required to disengage the clutch in the pressure circuit D is present. For a clutch characteristic with "drop-off" characteristic, the maximum working pressure required to disengage the clutch is the pressure required to generate the force at the apex of the disengagement force curve F in FIG. 2A, while the maximum working pressure required to disengage the clutch in the case of a clutch characteristic curve with a continuously increasing characteristic, that pressure which is required to generate the release force F at which no more moment M is transmitted (dashed line in FIG. 2B).

Im Betrieb der hydraulischen Kupplungsbetätigung gemäß Fig. 3 braucht die Magnetspule 52′ des Proportionalventils 8′ zum Ausrücken der Kupplung somit nicht bestromt werden, da der Ventilkörper 56′ gegen die Kraft der Schließfeder 63 erst von dem Ventilsitz 58′ abheben kann, wenn über die Hydraulikpumpe 10 im Servokreis S ein Servodruck erzeugt wird, der über dem zur Erzeugung des maximal erforderlichen Arbeitsdrucks im Druckkreis D benötigten Servodruck liegt. Zum Einrücken der Kupplung wird die Magnetspule 52′ bestromt, so daß über den Ventilbolzen 50′ des Steuerkolbens 46′ ein definierter Ven­ tilspalt zwischen dem Ventilkörper 56′ und dem Ventilsitz 58′ eingestellt werden kann, mittels dessen der Servodruck im Ser­ vokreis S wie unter Bezugnahme auf die Fig. 1 beschrieben steuerbar ist. Die Regelung des Einrückvorgangs kann in Abhän­ gigkeit von der Kupplungskennlinie prinzipiell wie unter Be­ zugnahme auf die Fig. 1 beschrieben erfolgen, mit der Ein­ schränkung, daß bei einer Kupplungskennlinie mit stetig stei­ gender Charakteristik der Spulenstrom IV des Magnetantriebs im Proportionalventil 8′ nicht als Istwert für den Regelkreis dienen kann, da der Magnetantrieb beim Ausrücken der Kupplung nicht bestromt wird.In operation, the hydraulic clutch actuation in accordance with Fig. 3 needs the magnetic coil 52 'of the proportional valve 8' are thus not energized to disengage the clutch, since the valve body 56 'against the force of the closing spring 63 until the valve seat 58' can take off, if the Hydraulic pump 10, a servo pressure is generated in the servo circuit S, which is above the servo pressure required to generate the maximum required working pressure in the pressure circuit D. To engage the clutch, the solenoid 52 'is energized so that via the valve pin 50 ' of the control piston 46 'a defined Ven valve gap between the valve body 56 ' and the valve seat 58 'can be set, by means of which the servo pressure in the ser vokreis S as below Described with reference to FIG. 1 is controllable. The regulation of the engagement process can depend in principle on the clutch characteristic as described with reference to FIG. 1, with the restriction that with a clutch characteristic with steadily increasing characteristics of the coil current I V of the magnetic drive in the proportional valve 8 'not as Actual value can serve for the control circuit, since the magnetic drive is not energized when the clutch is disengaged.

Die Fig. 4 zeigt das zweite Ausführungsbeispiel der erfin­ dungsgemäßen hydraulischen Kupplungsbetätigung im unbetätigten Zustand. Das zweite Ausführungsbeispiel unterscheidet sich vom ersten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 lediglich dadurch, daß kein Kupplungsgeberzylinder vorgesehen ist und somit ein sepa­ rater Druckkreis entfällt. Gemäß diesem Ausführungsbeispiel ist der Servokreis S ohne Nachlaufleitung 74 über die Druck­ leitung 66 direkt an den Kupplungsnehmerzylinder 6 angeschlos­ sen, der mit dem Weggeber 36 versehen ist. Aufbau und Funktion des Servokreises S entsprechen ansonsten dem des ersten Aus­ führungsbeispiels gemäß Fig. 1, so daß an dieser Stelle auf eine weitere Beschreibung verzichtet werden kann. Auch sind die unter Bezugnahme auf das erste Ausführungsbeispiel be­ schriebenen Verfahren zur Regelung des Aus- und Einrückvor­ gangs der Kupplung mit dem zweiten Ausführungsbeispiel prinzi­ piell entsprechend durchführbar. Schließlich kann der Servo­ kreis S des zweiten Ausführungsbeispiels auch wie in Fig. 3 dargestellt aufgebaut sein, wobei der Druckkreis D mit Kupp­ lungsgeberzylinder 2 sowie die Nachlaufleitung 74 entfällt und die Druckleitung 66 direkt an den Kupplungsnehmerzylinder 6 angeschlossen ist. FIG. 4 shows the second embodiment of the OF INVENTION hydraulic clutch actuation to the invention in the unactuated state. The second embodiment differs from the first embodiment according to FIG. 1 only in that no clutch master cylinder is provided and thus a separate pressure circuit is omitted. According to this embodiment, the servo circuit S without trailing line 74 via the pressure line 66 is directly connected to the clutch slave cylinder 6 , which is provided with the displacement sensor 36 . Structure and function of the servo circuit S otherwise correspond to that of the first exemplary embodiment from FIG. 1, so that at this point a further description can be omitted. Also be described with reference to the first embodiment, the method for regulating the disengagement and engagement of the clutch with the second embodiment can in principle be carried out accordingly. Finally, the servo circuit S of the second embodiment can also be constructed as shown in FIG. 3, the pressure circuit D with clutch master cylinder 2 and the follow-up line 74 being omitted and the pressure line 66 being connected directly to the clutch slave cylinder 6 .

Die Fig. 5 zeigt das dritte Ausführungsbeispiel der erfin­ dungsgemäßen hydraulischen Kupplungsbetätigung im unbetätigten Zustand. Den Teilen in Fig. 1 entsprechende Teile sind mit den gleichen Bezugszeichen versehen und werden im folgenden nicht nochmals erläutert. Obgleich das dritte Ausführungsbeispiel hinsichtlich Aufbau und Funktion des Servokreises S und des Druckkreises D im wesentlichen dem ersten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 entspricht, kann je nach Anwendungsfall der Ser­ vokreis S auch wie in Fig. 3 dargestellt aufgebaut bzw. ledig­ lich der Servokreis S gemäß Fig. 4 vorgesehen sein. In allen Fällen ist jedoch in der Druckleitung 68 zwischen der Hydrau­ likpumpe 10 und dem Proportionalventil 8, 8′ ein zur Hydrau­ likpumpe 10 hin sperrendes Rückschlagventil angeordnet, was in Fig. 5 aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt ist. FIG. 5 shows the third embodiment of to the invention OF INVENTION hydraulic clutch actuation in the unactuated state. Parts corresponding to the parts in FIG. 1 are provided with the same reference symbols and are not explained again below. Although the third embodiment in terms of structure and function of the servo circuit S and the pressure circuit D essentially corresponds to the first embodiment according to FIG. 1, depending on the application, the servo circuit S can also be constructed as shown in FIG. 3 or only the servo circuit S according to Fig. 4 may be provided. In all cases, however, in the pressure line 68 between the hydraulic likpump 10 and the proportional valve 8 , 8 'to the hydraulic likpump 10 blocking check valve is arranged, which is not shown in Fig. 5 for reasons of clarity.

Für einen automatischen Schaltvorgang, dem der automatische Kupplungsausrückvorgang vorausgeht, ist gemäß Fig. 5 der Ser­ vokreis S mit einem hydraulischen Schaltkreis x verschaltet, der mehrere Schalt- oder Gangstufen A₁ bis AZ hat. Nachstehend wird der Aufbau und die Funktion lediglich der ersten Schaltstufe A₁ im Schaltkreis X beschrieben. Ausbildung, An­ ordnung und Funktion der weiteren Schaltstufen A₂ bis AZ im Schaltkreis X, deren Anzahl Z von der Getriebeausführung ab­ hängt, sind für jede Schaltstufe identisch und brauchen daher nicht näher erläutert werden.For an automatic switching process, which is preceded by the automatic clutch release process, the circuit S is connected according to FIG. 5 to a hydraulic circuit x which has a plurality of switching or gear stages A 1 to A Z. The structure and function of only the first switching stage A 1 in the circuit X is described below. Training, order and function of the other switching stages A₂ to A Z in the circuit X, the number Z depends on the transmission design, are identical for each switching stage and therefore do not need to be explained in more detail.

Gemäß Fig. 5 ist die erste Schaltstufe A₁ mit einem weiteren Proportionalventil 80 versehen, bei dem es sich um ein elek­ tromagnetisch betätigbares 2/2 Kugelsitzventil handelt, das im unbetätigten Zustand in Sperr-Null-Stellung geschaltet ist. Dieses Proportionalventil 80 stellt eine Schaltvariante des Proportionalventils 8 des Servokreises S dar und steuert einen Schaltzylinder 82 zur Betätigung einer Schiebemuffe 84 (in Fig. 5 nicht dargestellt) auf einer Nabe (nicht dargestellt) im Getriebe. Eine bevorzugte Ausgestaltung der Schiebemuffe 84 wird unter Bezugnahme auf die Fig. 7 noch näher beschrieben.Referring to FIG. 5, the first shift stage A₁ is provided with a further proportional valve 80, which is an elec-magnetically actuated 2/2 ball seat valve which is connected in the zero position locking in the unactuated state in. This proportional valve 80 represents a shift variant of the proportional valve 8 of the servo circuit S and controls a shift cylinder 82 for actuating a sliding sleeve 84 (not shown in FIG. 5) on a hub (not shown) in the transmission. A preferred embodiment of the sliding sleeve 84 is described in more detail with reference to FIG. 7.

Der Schaltzylinder 82 weist einen Kolben 86 auf, der eine Zy­ linderbohrung 88 des Schaltzylinders 82 in einen Arbeitsraum 90 und einen Rücksteilraum 92 unterteilt. In der Grundsteilung des Schaltzylinders 82 schlägt der Kolben 86 am Zylinderboden 94 des Schaltzylinders 82 an. Wie bereits erwähnt, ist jede Gang- oder Schaltstufe A₁ bis AZ mit einem Proportionalventil 80 und einem Schaltzylinder 82 versehen. The shift cylinder 82 has a piston 86 , which divides a cylinder bore 88 of the shift cylinder 82 into a working space 90 and a rear compartment 92 . In the basic division of the shift cylinder 82 , the piston 86 strikes the cylinder bottom 94 of the shift cylinder 82 . As already mentioned, each gear or shift stage A 1 to A Z is provided with a proportional valve 80 and a shift cylinder 82 .

Der Schaltkreis X ist ferner mit einem Schaltventil 96 in Form eines elektromagnetisch ansteuerbaren 2/2 Wegeventils ver­ sehen, das in Sperrstellung als Grundstellung sowie Durch­ gangsstellung bei Betätigung geschaltet ist und dessen Ver­ schaltung mit den übrigen Bauelementen des Schaltkreises X noch näher beschrieben wird. Im Schaltkreis X wird nur ein Schaltventil 96 benötigt.The circuit X is also ver with a switching valve 96 in the form of an electromagnetically controllable 2/2-way valve, which is switched into the blocking position as the basic position and through position when actuated and whose circuitry with the other components of the circuit X is described in more detail. Only one switching valve 96 is required in circuit X.

Das in Fig. 6 vergrößert dargestellte Proportionalventil 80 hat ein dreikammeriges Ventilgehäuse 98, das eine Ankerkammer 100, eine Steuerkammer 102 und eine Druckkammer 104 begrenzt. Die Ankerkammer 100, die Steuerkammer 102 und die Druckkammer 104 sind in dieser Reihenfolge in Fig. 6 von unten nach oben hintereinander konzentrisch zur Mittelachse des Ventilgehäuses 98 angeordnet.The proportional valve 80 shown enlarged in FIG. 6 has a three-chamber valve housing 98 , which delimits an armature chamber 100 , a control chamber 102 and a pressure chamber 104 . The armature chamber 100 , the control chamber 102 and the pressure chamber 104 are arranged in this order in FIG. 6 one behind the other concentrically to the central axis of the valve housing 98 .

In der Ankerkammer 100 des Proportionalventils 80 ist ein Steuerkolben 106 aufgenommen, der aus einem ferromagnetischen Anker 108 mit einem zentrisch daran angeordneten Ventilbolzen 110 besteht und in der Ankerkammer 100 elektromagnetisch axial verschiebbar ist. Dazu ist in der radialen Wandung der Anker­ kammer 100 eine Magnetspule 112 vorgesehen, die den Anker 108 zumindest teilweise konzentrisch umgibt und zusammen mit dem Anker 108 einen Magnetantrieb ausbildet, mit dessen Hilfe der Steuerkolben 106 in axialer Richtung der Ankerkammer 100 wahl­ weise verschoben werden kann. Der Ventilbolzen 110 des Steuer­ kolbens 106 ist in einer Trennwand 114 des Ventilgehäuses 98 zwischen der Ankerkammer 100 und der Steuerkammer 102 hydrau­ lisch dicht geführt und steht in die Steuerkammer 102 vor.In the armature chamber 100 of the proportional valve 80 , a control piston 106 is accommodated, which consists of a ferromagnetic armature 108 with a valve bolt 110 arranged centrally thereon and is axially displaceable electromagnetically in the armature chamber 100 . For this purpose, a magnetic coil 112 is provided in the radial wall of the armature chamber 100 , which surrounds the armature 108 at least partially concentrically and forms a magnetic drive together with the armature 108 , with the aid of which the control piston 106 can optionally be moved in the axial direction of the armature chamber 100 . The valve pin 110 of the control piston 106 is in a partition 114 of the valve housing 98 between the armature chamber 100 and the control chamber 102 hy cally tight and protrudes into the control chamber 102 .

Die Steuerkammer 102 ist mit der Druckkammer 104 durch eine auf einer Achse mit dem Steuerkolben 106 liegenden Durchgangs- oder Stufenbohrung 116 verbunden, die druckkammerseitig mit einem zentrisch angearbeiteten Ventilsitz 118 versehen ist.The control chamber 102 is connected to the pressure chamber 104 by a through or stepped bore 116 lying on one axis with the control piston 106, which is provided on the pressure chamber side with a centrally worked valve seat 118 .

In der Druckkammer 104 ist ein Ventilkörper 120 angeordnet, der als metallische Kugel ausgebildet ist, die über den sich abgedichtet durch die Trennwand 114 zwischen der Ankerkammer 100 und der Steuerkammer 102 hindurcherstreckenden Ventilbol­ zen 110 des Steuerkolbens 106 mechanisch mit einer Betäti­ gungskraft beaufschlagt werden kann. Der Ventilkörper 120 kann über den Ventilbolzen 110 des Steuerkolbens 106 nur mit einer Druckkraft beaufschlagt werden, da der Ventilkörper 120 und der Ventilbolzen 110 zwei separate Bauteile sind. Der Hubweg des Ankers 108 des Steuerkolbens 106 in der Ankerkammer 100 entspricht dem erforderlichen Ventilöffnungsweg des in der Druckkammer 104 angeordneten und mit dem Ventilbolzen 110 des Steuerkolbens 106 in Wirkverbindung stehenden Ventilkörpers 120.In the pressure chamber 104, a valve body 120 is arranged, which is formed as a metallic ball which is sealed by the partition wall 114 between the armature chamber 100 and the control chamber 102 therethrough Ventilbol zen 110 of the control piston 106 mechanically purification capacity with a Actuate the can be applied over the. The valve body 120 can only be subjected to a compressive force via the valve pin 110 of the control piston 106 , since the valve body 120 and the valve pin 110 are two separate components. The stroke of the armature 108 of the control piston 106 in the armature chamber 100 corresponds to the required valve opening path of the valve body 120 which is arranged in the pressure chamber 104 and is operatively connected to the valve pin 110 of the control piston 106 .

In der Druckkammer 104 ist ferner eine Rückstellfeder 122 an­ geordnet, die den Ventilkörper 120 in seiner Grundstellung ge­ gen den Ventilsitz 118 drückt, wodurch in der Sperr-Null-Stel­ lung des Proportionalventils 80 die Steuerkammer 102 und die Druckkammer 104 hydraulisch dicht voneinander getrennt sind. Auch schiebt die Rückstellfeder 122 den in Reihe mit dem Ven­ tilkörper 120 liegenden Steuerkolben 106 auf einen Anschlag 124, der am Ventilgehäuse 98 am von der Steuerkammer 102 abge­ wandten Ende der Ankerkammer 100 ausgebildet ist.In the pressure chamber 104 , a return spring 122 is also arranged, which presses the valve body 120 in its basic position against the valve seat 118 , whereby the control chamber 102 and the pressure chamber 104 are hydraulically tightly separated from one another in the zero position of the proportional valve 80 . The return spring 122 also pushes the valve piston 106 lying in series with the valve body 120 to a stop 124 which is formed on the valve housing 98 at the end of the armature chamber 100 facing away from the control chamber 102 .

Im folgenden wird unter Bezugnahme auf die Fig. 5 die Ver­ schaltung des Proportionalventils 80 mit dem Schaltzylinder 82 und dem Schaltventil 96 im Schaltkreis X sowie die Verschal­ tung des Schaltkreises X mit dem Servokreis S beschrieben.In the following, the United circuit of the proportional valve 80 with the switching cylinder 82 and the switching valve 96 in the circuit X and the circuitry of the circuit X with the servo circuit S will be described with reference to FIG. 5.

Die Druckkammer 104 des Proportionalventils 80 ist über eine Druckleitung 126 an die Druckleitung 66 zwischen der Druckkam­ mer 44 des Proportionalventils 8 im Servokreis S und dem Ver­ stärkerraum 30 des Kupplungsgeberzylinders 2 angeschlossen. Für die Grundstellung der ersten Schaltstufe A₁ im Schaltkreis X verzweigt die Druckleitung 126 in eine Druckleitung 128, die den Rückstellraum 92 des Schaltzylinders 82 und die Druckkam­ mer 104 des Proportionalventils 8 miteinander verbindet. Wei­ terhin ist zwischen das Proportionalventil 80 und den Schalt­ zylinder 82 eine Steuerleitung 130 geschaltet, die die Steuer­ kammer 102 des Proportionalventils 80 mit dem Arbeitsraum 90 des Schaltzylinders 82 verbindet. Die Steuerleitung 130 ist über eine Steuerleitung 132 an eine Sammelleitung 134 ange­ schlossen, die über das Schaltventil 96 mit der Ansaugleitung 70 zwischen Vorratsbehälter 14 und Hydraulikpumpe 10 verbunden ist, so daß der hydraulische Kreis geschlossen ist. Als weite­ res Funktionsglied ist in der Steuerleitung 132 ein Rück­ schlagventil 136 mit Sperrwirkung zur Steuerleitung 130 bzw. Durchgang zur Sammelleitung 134 vorgesehen.The pressure chamber 104 of the proportional valve 80 is connected via a pressure line 126 to the pressure line 66 between the Druckkam mer 44 of the proportional valve 8 in the servo circuit S and the United amplifier chamber 30 of the clutch master cylinder 2 . For the basic position of the first switching stage A 1 in the circuit X, the pressure line 126 branches into a pressure line 128 which connects the reset space 92 of the switching cylinder 82 and the pressure chamber 104 of the proportional valve 8 to one another. Wei terhin is connected between the proportional valve 80 and the switching cylinder 82, a control line 130 which connects the control chamber 102 of the proportional valve 80 with the working space 90 of the switching cylinder 82 . The control line 130 is connected via a control line 132 to a manifold 134 , which is connected via the switching valve 96 to the suction line 70 between the reservoir 14 and the hydraulic pump 10 , so that the hydraulic circuit is closed. As a further res functional element, a check valve 136 with a blocking effect on the control line 130 or passage to the collecting line 134 is provided in the control line 132 .

Schließlich ist die Magnetspule 112 des Proportionalventils 80 über eine Signalleitung 76.4 mit der Regelelektronik 78 ver­ bunden, während das Schaltventil 96 mittels einer Signallei­ tung 76.5 an die Regelelektronik 78 angeschlossen ist.Finally, the solenoid 112 of the proportional valve 80 is connected via a signal line 76.4 to the control electronics 78 , while the switching valve 96 is connected by means of a signal line 76.5 to the control electronics 78 .

Im folgenden wird die Funktionsweise des dritten Ausführungs­ beispiels der erfindungsgemäßen hydraulischen Kupplungsbetäti­ gung beschrieben.The following is the operation of the third embodiment example of the hydraulic clutch actuation according to the invention described.

Wird nach erfolgtem Kupplungsvorgang, der wie unter Bezugnahme auf die Fig. 1, 3 bzw. 4 beschrieben ausgeführt wurde, der au­ tomatische Schaltvorgang durchgeführt, so steht in der in Fig. dargestellten Grundstellung der ersten Schaltstufe A₁ bei servodruckbeaufschlagtem Kupplungsgeberzylinder 2 und bei durch den Kupplungsnehmerzylinder 6 abgehobener Kupplungs­ druckplatte über die Druckleitungen 66, 126 und 128 im Rück­ stellraum 92 des Schaltzylinders 82 und über die Druckleitun­ gen 66 und 126 in der Druckkammer 104 des Proportionalventils 80 der Servodruck an, der den Kolben 86 auf Anschlag am Zylin­ derboden 94 hält und die Schließkraft des über die Rückstell­ feder 122 federbelasteten Ventilkörpers 120 des Proportional­ ventils 80 zum Ventilsitz 118 zusätzlich erhöht. Das Druckmit­ tel in der Steuerkammer 102 des Proportionalventils 80, den Steuerleitungen 130 und 132, der Sammelleitung 134 und dem Ar­ beitsraum 90 des Schaltzylinders 82 ist drucklos eingeschlos­ sen. Das Proportionalventil 80 und das Schaltventil 96 befin­ den sich in ihrer sperrenden Grundstellung.If after the coupling process, which was carried out as described with reference to FIGS. 1, 3 and 4, the automatic switching process is carried out, then in the basic position shown in FIG. 1 the first switching stage A 1 with servo-pressurized clutch master cylinder 2 and by the Clutch slave cylinder 6 lifted clutch pressure plate over the pressure lines 66 , 126 and 128 in the back space 92 of the shift cylinder 82 and over the pressure lines 66 and 126 in the pressure chamber 104 of the proportional valve 80 of the servo pressure, which holds the piston 86 at the stop on the cylinder bottom 94 and the closing force of the return spring 122 spring-loaded valve body 120 of the proportional valve 80 to the valve seat 118 is additionally increased. The Druckmit tel in the control chamber 102 of the proportional valve 80 , the control lines 130 and 132 , the manifold 134 and the Ar beitsraum 90 of the switching cylinder 82 is pressure-free ruled out. The proportional valve 80 and the switching valve 96 are in their blocking basic position.

Über die Regelelektronik 78 wird nun die Magnetspule 112 des Proportionalventils 80 der jeweils erforderlichen Schaltstufe A₁, A₂, AZ angesteuert, worauf sich der Steuerkolben 106 des Proportionalventils 80 elektromagnetisch angetrieben in Rich­ tung auf den Ventilkörper 120 bewegt und diesen entgegen der mechanischen Kraft der Rückstellfeder 122 sowie der anliegen­ den hydraulischen Schließkraft am Ventilkörper 120 vom Ventil­ sitz 118 schiebt, so daß sich zwischen dem Ventilsitz 118 und dem Ventilkörper 120 ein Ventilspalt öffnet. In Folge wird beim Durchströmen des Ventilspalts im Proportionalventil 80 ein Schaltdruck erzeugt, der sich über die Steuerkammer 102 des Proportionalventils 80 in die Steuerleitungen 130 und 132, die Sammelleitung 134 und den Arbeitsraum 90 des Schaltzylin­ ders 82 fortpflanzt.Via the control electronics 78 , the solenoid 112 of the proportional valve 80 of the required switching stage A₁, A₂, A Z is now driven, whereupon the control piston 106 of the proportional valve 80 is electromagnetically driven in the direction of the valve body 120 and moves against the mechanical force of the return spring 122 as well as the hydraulic closing force on the valve body 120 pushes from the valve seat 118 , so that a valve gap opens between the valve seat 118 and the valve body 120 . As a result, a switching pressure is generated when flowing through the valve gap in the proportional valve 80 , which propagates via the control chamber 102 of the proportional valve 80 into the control lines 130 and 132 , the manifold 134 and the working space 90 of the Schaltzyliners 82 .

Der Kolben 86 des Schaltzylinders 82, der mit der unter Bezug­ nahme auf die Fig. 7 noch näher zu beschreibenden Schiebemuffe 84 in Wirkverbindung steht, wird mit einer Kraft beaufschlagt, die dem Produkt aus der Differenz der hydraulischen Wirkflä­ chen auf beiden Seiten des Kolbens 86 und dem anstehenden Schaltdruck in dem Rückstellraum 92 entspricht, und verscho­ ben, so daß über die Schiebemuffe 84 unter Synchronisierung der Schaltvorgang durchgeführt wird.The piston 86 of the shift cylinder 82 , which is operatively connected to the sliding sleeve 84 to be described with reference to FIG. 7, is acted upon by a force which is the product of the difference between the hydraulic active surfaces on both sides of the piston 86 and corresponds to the pending switching pressure in the reset space 92 , and moved ben, so that the shifting operation is carried out under synchronization with the sliding sleeve 84 .

Mit Beendigung des Schaltvorgangs wird die elektrische An­ steuerung der Magnetspule 52 des Proportionalventils 8 und der Magnetspule 112 des Proportionalventils 80 über die Regelelek­ tronik 78 beendet und das Schaltventil 96 auf Durchgangs-Null- Stellung geschaltet. Im Ergebnis wird kein Servodruck und so­ mit kein Schaltdruck mehr erzeugt. Der Kolben 22 des Kupp­ lungsgeberzylinders 2 verfährt wie unter Bezugnahme auf die Fig. 1 beschrieben in seine Grundstellung, so daß die Kupp­ lungsdruckplatte mit der Kupplungsscheibe wieder in Eingriff gelangt. Der Ventilkörper 120 wird durch die Kraft der Rück­ stellfeder 122 auf den Ventilsitz 118 geschoben und das Schaltventil 96 in Sperr-Null-Stellung geschaltet. Der Kolben 86 des Schaltzylinders 82 wird somit durch das zwischen der Steuerkammer 102 des Proportionalventils 80 und dem Schaltven­ til 96 eingeschlossene Druckmittel in seiner vorderen oder ausgefahrenen Stellung gehalten. Die Schaltstufe ist somit eingelegt.At the end of the switching process, the electrical control of the solenoid 52 of the proportional valve 8 and the solenoid 112 of the proportional valve 80 is ended via the control electronics 78 and the switching valve 96 is switched to the zero position. As a result, no servo pressure and thus no switching pressure is generated. The piston 22 of the clutch master cylinder 2 moves as described with reference to FIG. 1 in its basic position, so that the clutch pressure plate comes back into engagement with the clutch disc. The valve body 120 is pushed by the force of the return spring 122 on the valve seat 118 and the switching valve 96 is switched to the locked zero position. The piston 86 of the shift cylinder 82 is thus held in its forward or extended position by the pressure medium enclosed between the control chamber 102 of the proportional valve 80 and the Schaltven valve 96 . The switching stage is now engaged.

Zum automatischen Rückschalten der eingelegten Schaltstufe in den Leerlauf bei laufender Verbrennungskraftmaschine oder zum Wechseln in eine andere Schaltstufe wird das Schaltventil 96 benötigt, wobei zunächst der automatische Kupplungsvorgang wie unter Bezugnahme auf die Fig. 1, 3 bzw. 4 beschrieben durchzu­ führen ist und anschließend das elektromagnetisch betätigte Schaltventil 96 von seiner Sperr-Null-Stellung in seine Durch­ gangsstellung geschaltet wird. Mit Hilfe des über die Druck­ leitung 128 angelegten Drucks im Arbeitsraum 90 des Schaltzy­ linders 82 wird der Kolben 86 des Schaltzylinders 82 zusammen mit der Schiebemuffe 84 vom Druckmittel auf Anschlag am Zylin­ derboden 94 des Schaltzylinders 82 zurückgeschoben. Das vorher im Arbeitsraum 90 des Schaltzylinders 82 eingesperrte Druck­ mittel wird über die Steuerleitungen 130, 132 durch das Rück­ schlagventil 136 und über die Sammelleitung 134 durch das ge­ öffnete Schaltventil 96 in die Ansaugleitung 70 geschoben. Mit Anschlag des Kolbens 86 am Zylinderboden 94 des Schaltzylin­ ders 82 wird das Schaltventil 96 wieder in seine Grundstellung zurückgeschaltet. Die Schaltstufe A₁ ist nun entkuppelt.For automatic downshifting of the inserted gear stage into idle while the internal combustion engine is running or for changing to another gear stage, the switching valve 96 is required, the automatic coupling process first being carried out as described with reference to FIGS . 1, 3 and 4 and then that Electromagnetically operated switching valve 96 is switched from its blocking zero position to its through position. With the aid of pressure on the line 128 applied pressure in the working chamber 90 of the Schaltzy Linders 82 of the piston 86 of the shift cylinder 82 together with the sliding sleeve 84 derboden 94 by the pressure medium to stop at Zylin pushed back of the shift cylinder 82nd The previously locked in the working space 90 of the switching cylinder 82 pressure medium is pushed through the control lines 130 , 132 through the check valve 136 and via the manifold 134 through the GE opened switching valve 96 into the intake line 70 . With the stop of the piston 86 on the cylinder bottom 94 of the Schaltzylin ders 82 , the switching valve 96 is switched back to its basic position. The switching stage A₁ is now uncoupled.

Für ein nachfolgendes Wechseln in eine andere Schaltstufe sind der Kupplungsvorgang und der Schaltvorgang wie oben erläutert entsprechend durchzuführen.For a subsequent change to another gear level the coupling process and the switching process as explained above to perform accordingly.

In Fig. 7 ist eine bevorzugte Ausgestaltung der Verbindung der doppeltwirkenden Schaltzylinder 82, 82′ zweier Schaltstufen mit der oben angesprochenen Schiebemuffe 84 des Getriebes dar­ gestellt. Gemäß Fig. 7 ist der Kolben 86 des Schaltzylinders 82 mit einer nur schematisch dargestellten Schaltklaue 138 fest verbunden, die formschlüssig in einen am Außenumfang der Schiebemuffe 84 angebrachten Einstich 140 eingreift. Die Ein­ griffskontur der Schaltklaue 138 kann beispielsweise als ein­ facher Haken oder als Gabel mit radial um Umfang versetzten Eingriffspunkten ausgeführt sein.In Fig. 7, a preferred embodiment of the connection of the double-acting shift cylinder 82 , 82 'two switching stages with the above-mentioned sliding sleeve 84 of the transmission is provided. According to FIG. 7, the piston 86 of the shift cylinder 82 is firmly connected to a shifting claw 138 which is only shown schematically and which engages in a form-fitting manner in a recess 140 provided on the outer circumference of the sliding sleeve 84 . The grip contour of the switching claw 138 can be designed, for example, as a simple hook or as a fork with radially offset engagement points.

Die Schiebemuffe 84 ist jeweils um einen Weg, der dem Hub h des Schaltzylinders 82 entspricht, aus einer Mittelposition entlang der Mittelachse des Schaltzylinders 82 beidseitig axial verschiebbar angeordnet. Der Weg der Schiebemuffe 84 für eine Schaltstufe setzt sich zusammen aus einem Leerweg l₁ und einem Schaltweg l₂. Auf der gegenüberliegenden Seite der Schiebemuffe 84 bzw. je nach konstruktiver Ausführung winkel­ versetzt zum Schaltzylinder 82 ist am Umfang der Schiebemuffe 84 der Schaltzylinder 82′ für die nächste Schaltstufe, bei­ spielsweise die Schaltstufe A₂, angeordnet.The sliding sleeve 84 is arranged axially displaceable on both sides by a path that corresponds to the stroke h of the shift cylinder 82 from a central position along the central axis of the shift cylinder 82 . The path of the sliding sleeve 84 for a switching stage is composed of an idle travel l 1 and a shift travel l 2. On the opposite side of the sliding sleeve 84 and depending on the structural design angularly offset to the shift cylinder 82 is the shift cylinder 82 'for the next shift stage, at play, the switching stage A₂ arranged on the circumference of the sliding sleeve 84th

In ihrer Grundstellung wird die Schiebemuffe 84 auf die oben beschriebene Weise hydraulisch durch die an den Zylinderböden 94, 94′ auf Anschlag positionierten Kolben 86, 86′ der Schalt­ zylinder 82, 82′ und die formschlüssig in den Einstich 140 der Schiebemuffe 84 eingreifenden Schaltklauen 138, 138′ arre­ tiert.In its basic position, the sliding sleeve 84 is hydraulically in the manner described above by the pistons 86 , 86 'positioned on the cylinder bottoms 94 , 94 ' on the stop, the shift cylinders 82 , 82 'and the positively engaging in the recess 140 of the sliding sleeve 84 shifting claws 138th , 138 ′ arrested.

Wird nun bei einem Schaltvorgang der druckbeaufschlagte Kolben 86 des Schaltzylinders 82 und damit die Schiebemuffe 84 axial auf der Nabe des Getriebes verschoben, gelangt die Schaltklaue 138 nach Überfahren des Leerwegs l₁ an der gegenüberliegenden Seite der Wandung des Einstichs 140 der Schiebemuffe 84 zur Anlage und verschiebt die Schiebemuffe 84 um den Schaltweg l₂. Die verschobene Position der Schiebemuffe 84 ist in Fig. 7 ge­ strichelt dargestellt. Dabei bleibt die Schaltklaue 138′ des in seiner Grundstellung verharrenden Schaltzylinders 82′ der nächsten Schaltstufe außer Eingriff von der Schiebemuffe 84. Dies ist darauf zurückzuführen, daß die Dicke s der jeweiligen Schaltklaue 138, 138′ kleiner ist als der Leerweg l₁ der Schiebemuffe 84. If now during a switching operation the pressurized piston 86 of the shift cylinder 82 and thus the sliding sleeve 84 is axially displaced on the hub of the transmission, the shifting claw 138 arrives at the opposite side of the wall of the recess 140 of the sliding sleeve 84 and moves after crossing the free travel l 1 the sliding sleeve 84 around the switching path l₂. The shifted position of the sliding sleeve 84 is shown in FIG. 7 in dashed lines. The shift claw 138 'of the shift cylinder 82 ', which remains in its basic position, of the next shift stage remains disengaged from the sliding sleeve 84 . This is due to the fact that the thickness s of the respective switching claw 138 , 138 'is smaller than the free travel l 1 of the sliding sleeve 84 .

Beim Wechsel in die nächste Schaltstufe fährt wie oben be­ schrieben zunächst der Kolben 86 des Schaltzylinders 82 zusam­ men mit der Schiebemuffe 84 in die Grundstellung, wonach gemäß dem unter Bezugnahme auf die Fig. 1, 3 bzw. 4 und 5 beschrie­ benen Ablauf beispielsweise die Schaltstufe A₂ mit dem Schalt­ zylinder 82′ geschaltet werden kann.When changing to the next switching stage, as described above, first the piston 86 of the switching cylinder 82 moves together with the sliding sleeve 84 into the basic position, according to which the procedure described with reference to FIGS . 1, 3 or 4 and 5, for example, the Switching stage A₂ with the switching cylinder 82 'can be switched.

Es wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur hydraulischen Betätigung einer mit einem Kupplungsnehmerzylinder wirkverbun­ denen Kupplung, insbesondere für Kraftfahrzeuge, offenbart, bei dem bzw. der in einem Servokreis ein Servodruck erzeugt wird, der
der hydraulischen Ansteuerung eines Kupplungsgeberzylin­ ders dient, um in einem Druckkreis einen Arbeitsdruck zu er­ zeugen, welcher an den Kupplungsnehmerzylinder angelegt wird, oder
direkt an den Kupplungsnehmerzylinder angelegt wird, um dort eine zum Ausrücken der Kupplung benötigte Kraft aufzu­ bringen. Erfindungsgemäß wird der Servodruck zum Aus- und Ein­ rücken der Kupplung im Servokreis definiert eingestellt, wozu der Servokreis ein Proportionalventil aufweist. Im Ergebnis wird bei geringem vorrichtungstechnischen Aufwand ein automa­ tisiertes Betätigen mit verbessertem Ansprech- und Betriebs­ verhalten der Kupplung ermöglicht. Ferner wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Schaltung eines mechanischen Getrie­ bes offenbart, bei dem bzw. der der Servodruck der Kupplungs­ ausrückung zum Schalten der Schiebemuffen des mechanischen Ge­ triebes verwendet wird.
A method and a device for hydraulically actuating a clutch operatively connected to a clutch slave cylinder, in particular for motor vehicles, is disclosed, in which a servo pressure is generated in a servo circuit, which
the hydraulic control of a clutch master cylinder serves to generate a working pressure in a pressure circuit, which is applied to the clutch slave cylinder, or
is applied directly to the clutch slave cylinder in order to apply the force required to disengage the clutch. According to the servo pressure for disengaging and disengaging the clutch in the servo circuit is set in a defined manner, for which purpose the servo circuit has a proportional valve. As a result, automated actuation with improved response and operating behavior of the clutch is made possible with little expenditure on device technology. Furthermore, a method and an apparatus for switching a mechanical transmission bes is disclosed, in which the servo pressure of the clutch disengagement is used to switch the sliding sleeves of the mechanical transmission.

BezugszeichenlisteReference list

2 Kupplungsgeberzylinder
4 Druckleitung
6 Kupplungsnehmerzylinder
8 Proportionalventil (8′)
10 Hydraulikpumpe
12 Elektromotor
14 Vorratsbehälter
16 Gehäuse
18 Druckausgleichs- und Nachlaufeinrichtung
20 Gehäusebohrung
22 Kolben
24.1 Dichtelement
24.2 Dichtelement
26 Arbeitsraum
28 Nachlaufraum
30 Verstärkerraum
32 Gehäuseboden
34 Druckfeder
36 Weggeber
38 Ventilgehäuse (38′)
40 Ankerkammer (40′)
42 Ablaufkammer (42′)
44 Druckkammer (44′)
46 Steuerkolben (46′)
48 Anker (48′)
50 Ventilbolzen (50′)
52 Magnetspule (52′)
54 Trennwand (54′)
56 Ventilkörper (56′)
58 Ventilsitz (58′)
60 Ventilspalt
62 Rückstellfeder
63 Schließfeder
64 Anschlag
66 Druckleitung
68 Druckleitung
70 Ansaugleitung
72 Ablaufleitung
74 Nachlaufleitung
76 Signalleitung (76.1-76.5, 76i)
78 Regelelektronik
80 Proportionalventil
82 Schaltzylinder (82′)
84 Schiebemuffe
86 Kolben
88 Zylinderbohrung
90 Arbeitsraum
92 Rückstellraum
94 Zylinderboden (94′)
96 Schaltventil
98 Ventilgehäuse
100 Ankerkammer
102 Steuerkammer
104 Druckkammer
106 Steuerkolben
108 Anker
110 Ventilbolzen
112 Magnetspule
114 Trennwand
116 Stufenbohrung
118 Ventilsitz
120 Ventilkörper
122 Rückstellfeder
124 Anschlag
126 Druckleitung
128 Druckleitung
130 Steuerleitung
132 Steuerleitung
134 Sammelleitung
136 Rückschlagventil
138 Schaltklaue (138′)
140 Einstich
A₁ erste Schaltstufe
A₂ zweite Schaltstufe
AZ letzte Schaltstufe
D Druckkreis
F Ausrückkraft
IM Strom des Elektromotors zum Antrieb der Hydraulik­ pumpe
IV Spulenstrom des Magnetantriebs im Proportionalventil
M Kupplungsmoment
S Servokreis
X Schaltkreis
a Ausrückweg der Kupplungsdruckplatte
h Hub des Schaltzylinders
l₁ Leerweg der Schiebemuffe
l₂ Schaltweg der Schiebemuffe
s Dicke der Schaltklaue
2 clutch master cylinders
4 pressure line
6 clutch slave cylinders
8 proportional valve ( 8 ′)
10 hydraulic pump
12 electric motor
14 storage containers
16 housing
18 Pressure equalization and follow-up device
20 housing bore
22 pistons
24.1 sealing element
24.2 Sealing element
26 work space
28 trailing space
30 amplifier room
32 case back
34 compression spring
36 displacement sensors
38 valve housing ( 38 ′)
40 anchor chamber ( 40 ′)
42 drain chamber ( 42 ′)
44 pressure chamber ( 44 ′)
46 control pistons ( 46 ′)
48 anchors ( 48 ′)
50 valve bolts ( 50 ′)
52 solenoid ( 52 ′)
54 partition ( 54 ′)
56 valve body ( 56 ′)
58 valve seat ( 58 ′)
60 valve gap
62 return spring
63 closing spring
64 stop
66 pressure line
68 pressure line
70 suction line
72 drain pipe
74 Follow-up pipe
76 signal line ( 76.1-76.5 , 76 i)
78 Control electronics
80 proportional valve
82 shift cylinders ( 82 ′)
84 sliding sleeve
86 pistons
88 cylinder bore
90 work space
92 storage room
94 cylinder base ( 94 ′)
96 switching valve
98 valve housing
100 anchor chamber
102 control chamber
104 pressure chamber
106 spool
108 anchors
110 valve bolts
112 solenoid
114 partition
116 stepped bore
118 valve seat
120 valve body
122 return spring
124 stop
126 pressure line
128 pressure line
130 control line
132 control line
134 manifold
136 check valve
138 shifting claw ( 138 ′)
140 puncture
A₁ first switching stage
A₂ second switching stage
A Z last switching stage
D pressure circuit
F release force
I M Current of the electric motor for driving the hydraulic pump
I V coil current of the solenoid actuator in the proportional valve
M clutch torque
S servo circuit
X circuit
a Release path of the clutch pressure plate
h shift cylinder stroke
l₁ free travel of the sliding sleeve
l₂ switching path of the sliding sleeve
s thickness of the shifting claw

Claims (18)

1. Verfahren zur hydraulischen Betätigung einer mit einem Kupplungsnehmerzylinder (6) wirkverbundenen Kupplung, insbe­ sondere für Kraftfahrzeuge, gemäß dem in einem Servokreis (S) ein Servodruck erzeugt wird, der
der hydraulischen Ansteuerung eines Kupplungsgeberzylin­ ders (2) dient, um in einem Druckkreis (D) einen Arbeitsdruck zu erzeugen, der an den Kupplungsnehmerzylinder (6) angelegt wird, oder
direkt an den Kupplungsnehmerzylinder (6) angelegt wird, um am Kupplungsnehmerzylinder (6) eine zum Ausrücken der Kupp­ lung benötigte Kraft aufzubringen, dadurch gekennzeichnet, daß der Servodruck zum Aus- und Einrücken der Kupplung im Servo­ kreis (S) definiert eingestellt wird.
1. A method for hydraulic actuation of a clutch slave cylinder ( 6 ) operatively connected clutch, in particular for motor vehicles, according to which a servo pressure is generated in a servo circuit (S)
the hydraulic control of a clutch master cylinder ( 2 ) is used to generate a working pressure in a pressure circuit (D) which is applied to the clutch slave cylinder ( 6 ), or
is applied directly to the clutch slave cylinder ( 6 ) in order to apply a force required to disengage the clutch to the clutch slave cylinder ( 6 ), characterized in that the servo pressure for disengaging and engaging the clutch in the servo circuit (S) is set in a defined manner.
2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß beim Ausrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft (F) über dem Ausrückweg (a) im wesentlichen wie eine nach unten geöffnete Parabel verläuft, der Ausrückweg (a) oder eine dazu proportionale Größe zusammen mit einer den Schlupf zwischen Antrieb und Abtrieb der Kupplung repräsentierenden Größe er­ faßt und das Einrücken der Kupplung auf Grundlage der erfaßten Größen geregelt wird.2. The method according to claim 1, characterized in that the Disengaging a clutch, the characteristic of the disengagement force (F) over the disengagement path (a) essentially like one down open parabola runs, the release path (a) or one to it proportional size along with a slip between Input and output of the clutch representing the size summarizes and engages the clutch based on the detected Sizes is regulated. 3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Lage des Kolbens (22) im Kupplungsgeberzylinder (2) oder die Lage des Kolbens im Kupplungsnehmerzylinder (6) als die zum Ausrückweg (a) der Kupplung proportionale Größe dient.3. The method according to claim 2, characterized in that the position of the piston ( 22 ) in the clutch master cylinder ( 2 ) or the position of the piston in the clutch slave cylinder ( 6 ) serves as the proportional to the release path (a) of the clutch. 4. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß beim Ausrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft (F) über dem Ausrückweg (a) mit zunehmendem Ausrückweg (a) stetig ansteigt, die Ausrückkraft (F) oder eine dazu proportionale Größe zusammen mit einer den Schlupf zwischen Antrieb und Ab­ trieb der Kupplung repräsentierenden Größe erfaßt und das Ein­ rücken der Kupplung auf Grundlage der erfaßten Größen geregelt wird.4. The method according to claim 1, characterized in that the Disengaging a clutch, the characteristic of the disengagement force (F) steadily over the release path (a) with increasing release path (a) increases, the disengagement force (F) or a proportional Size together with a the slip between drive and down drive the size representing the clutch detected and the on  back clutch regulated on the basis of the detected sizes becomes. 5. Verfahren nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Arbeitsdruck im Druckkreis (D) oder der Servodruck im Servo­ kreis (S) als die zur Ausrückkraft (F) der Kupplung proportio­ nale Größe dient.5. The method according to claim 4, characterized in that the Working pressure in the pressure circuit (D) or the servo pressure in the servo circle (S) as the proportio to the disengagement force (F) of the clutch size serves. 6. Verfahren nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Spulenstrom (IV) eines Magnetantriebs eines im Servokreis (S) zur Regelung des Servodrucks vorgesehenen Proportionalventils (8) oder der Spulenstrom (IM) eines zum Antrieb einer Hydrau­ likpumpe (10) im Servokreis (S) vorgesehenen Elektromotors (12) als die zur Ausrückkraft (F) der Kupplung proportionale Größe dient.6. The method according to claim 4, characterized in that the coil current (I V ) of a magnetic drive of a proportional valve ( 8 ) provided in the servo circuit (S) for regulating the servo pressure or the coil current (I M ) of a drive for a hydraulic pump ( 10 ) the electric motor ( 12 ) provided in the servo circuit (S) serves as the variable proportional to the release force (F) of the clutch. 7. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Einrücken einer Kupplung, deren Kennlinie der Ausrückkraft (F) über dem Ausrückweg (a) im wesentlichen wie eine nach unten geöffnete Parabel verläuft, im unstetigen Teilbereich der Kennlinie nach dem Verfahren gemäß dem Patentanspruch 2 oder 3 und im stetigen Teilbereich der Kennlinie nach dem Verfahren gemäß einem der Patentansprüche 4 bis 6 geregelt wird.7. The method according to claim 1, characterized in that the Engaging a clutch, the characteristic of the disengagement force (F) over the disengagement path (a) essentially like one down The open parabola runs in the discontinuous section of the Characteristic curve according to the method according to claim 2 or 3 and in the continuous section of the characteristic curve according to the method is regulated according to one of the claims 4 to 6. 8. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Motordrehmoment eines an die Kupplung angeschlossenen Antriebs ermittelt und in Abhängigkeit vom er­ mittelten Motordrehmoment im Servokreis (S) ein Servodruck eingestellt wird, welcher direkt oder über den Kupplungsgeber­ zylinder (2) mittels des Kupplungsnehmerzylinders (6) an der Kupplung eine Kraft aufbringt, die die Übertragung eines sol­ chen Drehmoments durch die Kupplung ermöglicht, das kleiner ist als das von der Kupplung maximal übertragbare Drehmoment, aber um einen vorbestimmten Betrag größer ist als das momentan ermittelte Motordrehmoment. 8. The method according to any one of the preceding claims, characterized in that the engine torque of a drive connected to the clutch is determined and a servo pressure is set as a function of the average engine torque in the servo circuit (S), which cylinder directly or via the clutch master ( 2 ) of the clutch slave cylinder ( 6 ) applies a force to the clutch which enables the transmission of such a torque through the clutch, which is smaller than the maximum transmissible torque by the clutch, but is larger by a predetermined amount than the currently determined engine torque. 9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der im Servokreis (S) in Abhängigkeit von einem zunächst ermittel­ ten Motordrehmoment eingestellte Servodruck erst dann neu ein­ gestellt wird, wenn ein später ermitteltes Motordrehmoment um einen vorbestimmten Betrag von dem zunächst ermittelten Motor­ drehmoment abweicht.9. The method according to claim 8, characterized in that the First determine in the servo circuit (S) depending on one Only then do the servo pressure set again is set when a later determined engine torque a predetermined amount from the initially determined engine torque deviates. 10. Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens gemäß einem der vorhergehenden Ansprüche, mit einem Servokreis (S), in dem ein Servodruck erzeugbar ist, der an einem Servoraum (30) eines Kupplungsgeberzylinders (2) anliegt, um durch Beauf­ schlagung eines Kolbens (22) in einem Arbeitsraum (26) des Kupplungsgeberzylinders (2) einen Arbeitsdruck zu erzeugen, der zur Aufbringung einer Ausrückkraft an der Kupplung an einem mit der Kupplung wirkverbundenen Kupplungsnehmerzylinder (6) anliegt, dadurch gekennzeichnet, daß der Servokreis (S) ein Proportionalventil (8, 8′) aufweist, mittels dessen der Servodruck im Servokreis (S) definiert einstellbar ist.10. Device for performing the method according to one of the preceding claims, with a servo circuit (S), in which a servo pressure can be generated, which is applied to a servo space ( 30 ) of a clutch master cylinder ( 2 ) in order to act upon a piston ( 22 ) to generate a working pressure in a working space ( 26 ) of the clutch master cylinder ( 2 ) which is applied to a clutch slave cylinder ( 6 ) which is operatively connected to the clutch in order to apply a disengagement force, characterized in that the servo circuit (S) has a proportional valve ( 8 , 8 '), by means of which the servo pressure in the servo circuit (S) is adjustable. 11. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die servoraumseitige hydraulische Wirkfläche des Kolbens (22) des Kupplungsgeberzylinders (2) größer ist als die arbeits­ raumseitige hydraulische Wirkfläche des Kolbens (22).11. The device according to claim 10, characterized in that the servo space hydraulic effective area of the piston ( 22 ) of the clutch master cylinder ( 2 ) is larger than the working area hydraulic effective area of the piston ( 22 ). 12. Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens gemäß einem der Ansprüche 1 bis 9, mit einem Servokreis (S), in dem ein Servodruck erzeugbar ist, der zur Aufbringung einer Ausrück­ kraft an der Kupplung an einem mit der Kupplung wirkverbunde­ nen Kupplungsnehmerzylinder (6) anliegt, dadurch gekennzeich­ net, daß der Servokreis (S) ein Proportionalventil (8, 8′) aufweist, mittels dessen der Servodruck im Servokreis (S) de­ finiert einstellbar ist.12. An apparatus for performing the method according to one of claims 1 to 9, with a servo circuit (S) in which a servo pressure can be generated, which is applied to apply a disengagement force on the clutch to a clutch slave cylinder ( 6 ) which is operatively connected to the clutch , characterized in that the servo circuit (S) has a proportional valve ( 8 , 8 '), by means of which the servo pressure in the servo circuit (S) is de finely adjustable. 13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Proportionalventil (8) einen Ventil­ körper (56) aufweist, der einen bei Betätigung der Kupplung mit einem Druckmittel zwangsdurchströmten Ventilspalt (60) elektromagnetisch ansteuerbar begrenzt, um den Servodruck als Staudruck in einer Druckkammer (44) des Proportionalventils (8) definiert einzustellen, die mit dem Servoraum (30) des Kupplungsgeberzylinders (2) oder dem Kupplungsnehmerzylinder (6) hydraulisch verbunden ist.13. Device according to one of claims 10 to 12, characterized in that the proportional valve ( 8 ) has a valve body ( 56 ) which limits a valve gap ( 60 ) which can be positively flowed through when the clutch is actuated by a pressure medium, so that the servo pressure can be controlled as electromagnetically Back pressure in a pressure chamber ( 44 ) of the proportional valve ( 8 ) to be defined, which is hydraulically connected to the servo space ( 30 ) of the clutch master cylinder ( 2 ) or the clutch slave cylinder ( 6 ). 14. Vorrichtung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckkammer (44) des Proportionalventils (8) an eine Hy­ draulikpumpe (10) angeschlossen ist, die bei Betätigung der Kupplung das Druckmittel durch den Ventilspalt (60) des Pro­ portionalventils (8) fördert.14. The apparatus according to claim 13, characterized in that the pressure chamber ( 44 ) of the proportional valve ( 8 ) to a hy draulic pump ( 10 ) is connected, the pressure medium through the valve gap ( 60 ) of the proportional valve ( 8 ) when the clutch is actuated. promotes. 15. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Servokreis (S) ein in Sperr-Null-Stel­ lung vorgespanntes Proportionalventil (8′) hat, das eine mit einer Druckquelle (10) und dem Servoraum (30) des Kupplungs­ geberzylinders (2) oder dem Kupplungsnehmerzylinder (6) hy­ draulisch verbundene Druckkammer (44′) und einen Ventilkörper (56′) aufweist, der einen beim Einrücken der Kupplung mit einem Druckmittel zwangsdurchströmten Ventilspalt elektroma­ gnetisch ansteuerbar begrenzt, um den Servodruck als Staudruck in der Druckkammer (44′) definiert einzustellen, und der gegen den Druck in der Druckkammer (44′) mittels einer Schließfeder (63) vorgespannt ist, deren Vorspannkraft gleich der Kraft ist, die am Ventilkörper (56′) druckkammerseitig wirkt, wenn der zum Ausrücken der Kupplung maximal erforderliche Arbeits­ druck im Druckkreis (D) oder Servodruck im Servokreis (S) an­ steht.15. The device according to any one of claims 10 to 12, characterized in that the servo circuit (S) has a proportional valve ( 8 ') biased in blocking-zero position, which one with a pressure source ( 10 ) and the servo space ( 30 ) of the clutch master cylinder ( 2 ) or the clutch slave cylinder ( 6 ) hy draulically connected pressure chamber ( 44 ') and a valve body ( 56 '), which limits an electromagnetically controllable valve gap when the clutch engages with a pressure medium, to the servo pressure as dynamic pressure in the pressure chamber ( 44 ') defined, and which is biased against the pressure in the pressure chamber ( 44 ') by means of a closing spring ( 63 ), the biasing force is equal to the force acting on the valve body ( 56 ') pressure chamber side when the the maximum required working pressure in the pressure circuit (D) or servo pressure in the servo circuit (S) is present to disengage the clutch. 16. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß das Proportionalventil (8; 8′) als Kugel­ sitzventil mit einem kugelförmigen Ventilkörper (56; 56′) aus­ gebildet ist, der zusammen mit einem ringförmigen Ventilsitz (58; 58′) den Ventilspalt (60) begrenzt.16. The device according to one of claims 13 to 15, characterized in that the proportional valve ( 8 ; 8 ') is formed as a ball seat valve with a spherical valve body ( 56 ; 56 '), which together with an annular valve seat ( 58 ; 58 ') Limits the valve gap ( 60 ). 17. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß an den Servokreis (S) ein Schaltkreis (X) angeschlossen ist, der der hydraulischen Betätigung eines Schaltgetriebes dient, wozu der Schaltkreis (X) für jede Schaltstufe (A₁, A₂, AZ) des Schaltgetriebes einen Schaltzylin­ der (82) und ein an eine Druckseite des Servokreises (S) ange­ schlossenes Proportionalventil (80) zur Ansteuerung des Schaltzylinders (82) aufweist, sowie ein Schaltventil (96) hat, das den Schaltkreis (X) wahlweise mit einer Saugseite des Servokreises (S) verbindet.17. Device according to one of claims 10 to 16, characterized in that a circuit (X) is connected to the servo circuit (S), which serves for the hydraulic actuation of a manual transmission, for which purpose the circuit (X) for each switching stage (A₁, A₂ , a Z) of the gearbox a Schaltzylin of (82) and an attached to a pressure side of the servo loop (S) connected proportional valve (80) for driving the switching cylinder (82), and a switching valve (96) that the circuit (X ) optionally connects to a suction side of the servo circuit (S). 18. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Proportionalventil (80) des Schaltkreises (X) ein elektro­ magnetisch ansteuerbares Kugelsitzventil ist, das in Sperr- Null-Stellung vorgespannt ist.18. The apparatus according to claim 17, characterized in that the proportional valve ( 80 ) of the circuit (X) is an electro-magnetically controllable ball seat valve, which is biased in the locked zero position.
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