DE19750249A1 - Pneumatische Kupplung für Fahrzeuge - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Kupplungssystem mit einer Reibungskupplung, insbesondere ein Kraftfahrzeug-Kupplungssystem mit einer Reibungskupplung zum Anordnen im Antriebsstrang eines Kraftfahr­ zeugs - insbesondere Nutzkraftfahrzeugs - zwischen einer Brennkraftma­ schine und einem Getriebe, die Reibungskupplung umfassend wenigstens eine mit einer ersten Drehwelle, insbesondere Getriebeantriebswelle, drehfest verbundene oder verbindbare, um eine zur ersten Drehwelle im wesentlichen koaxiale Drehachse drehbare Kupplungsscheibe mit beidseitig der Kupplungsscheibe jeweils wenigstens einer wenigstens näherungsweise axial gerichteten Reibungsfläche, eine mit einer zweiten Drehwelle, insbesondere Kurbelwelle, drehfest verbundene oder verbindbare Gegen­ reibungsflächen-Trägeranordnung mit den Reibungsflächen der Kupplungs­ scheibe jeweils zugeordneten, wenigstens näherungsweise axial gerichteten Gegenreibungsflächen, zwischen die die Kupplungsscheibe mit ihren Reibungsflächen aufgenommen ist.

Ein derartiges Kupplungssystem befindet sich heute praktisch in jedem kommerziell verkauften Kraftfahrzeug. Insbesondere im Nutzkraftfahrzeug­ bereich kommen Kupplungssysteme der genannten Art zum Einsatz, bei denen ein pneumatischer Kupplungskraftverstärker (umfassend einen Pneumatikkraftzylinder, einen hydraulischen Nehmerzylinder und ein Steuerventil) als integrale Einheit aus an einer Gehäuseglocke, in der die Reibungskupplung angeordnet ist, angebracht ist. Der Kolben des Pneuma­ tikkraftzylinders ist an einem den Kolben des hydraulischen Nehmerzylinders bildenden Stangenelement angebracht, und das Stangenelement ist mit einem Stößel verbunden, der in das Gehäuseglockeninnere reicht und an einer eine Ausrücklageranordnung der Kupplung zugeordneten Ausrückgabel angreift.

An dem hydraulischen Nehmerzylinder ist ein kupplungspedalbetätigbarer Geberzylinder und ein Steuereingang des Steuerventils angeschlossen. Das Steuerventil steuert in Abhängigkeit vom am Steuereingang anliegenden Hydraulikdruck die Zufuhr von Druckluft in den Pneumatikkraftzylinder bzw. das Ablassen von Luft aus dem Pneumatikkraftzylinder.

Die entsprechend der Betätigung des kupplungspedalbetätigbaren Geber­ zylinders von dem Pneumatikkraftzylinder ausgeübten Kräfte werden über die Ausrückgabel ins Innere der Gehäuseglocke zur Ausrücklageranordnung übertragen, die über eine Membranfeder auf eine der Kupplungsscheibe zugeordnete Anpreßplatte wirkt, die beispielsweise durch Tangentialblatt­ federn mit einem Schwungrad drehfest, aber relativ zu diesem axial beweglich verbunden und in Richtung zum Getriebe vorgespannt ist. In Abhängigkeit von der Kupplungspedalstellung wird die Anpreßplatte mittels der Membranfeder gegen die Kupplungsscheibe und diese gegen das Schwungrad gedrückt (eingekuppelter Zustand) oder die Membranfeder läßt zu, daß die auch als Lüftfedern bezeichneten Tangentialblattfedern die Anpreßplatte von der Kupplungsscheibe weg in Richtung zum Getriebe verlagern zur Herstellung des ausgekuppelten Zustands. Aufgrund der vielen zur Kraftübertragung zwischen pneumatischem Kraftzylinder und Kupplungs­ druckplatte dienenden Komponenten ist das bekannte Kupplungssystem vergleichsweise aufwendig und kompliziert.

Eine Verbesserung läßt sich dadurch erreichen, daß der pneumatische Kraftzylinder in die Ausrücklageranordnung integriert wird, so daß auf die Ausrückgabel verzichtet werden kann. Die Betätigungsbewegungen des Pneumatikdruckzylinders bzw. der Ausrücklageranordnung werden aber immer noch nur indirekt, nämlich über die Membranfeder auf die Anpreß­ platte übertragen. Dies hat grundsätzlich den Nachteil, daß auf die Anpreßplatte über die Membranfeder praktisch keine definierten Kräfte (Druckkräfte) ausgeübt werden können, sondern nur eine definierte Axialposition der Anpreßplatte einstellbar ist. Um über den Anpreßdruck zwischen Kupplungsscheibe einerseits und Anpreßplatte und Schwungrad andererseits trotzdem eine gewisse Dosierung der Reibungskraft zwischen diesen Komponenten zu ermöglichen, sind heutige Kupplungsscheiben mit Belagfedern ausgebildet, die anfänglich eine geringfügig größere Kraft als die andrückende Membranfeder aufbringen können und so über die Steuerung der Anpreßplattenaxialposition eine Steuerung des Anpreßdrucks und damit der Reibungskraft ermöglichen. Ausgehend vom Neuzustand einer Kupplung wird die Anpreßkraft mit zunehmendem Kupplungsverschleiß bezogen auf eine vorgegebene Axialposition prinzipiell geringer, so daß die Anpreßplatte für den gleichen Anpreßdruck weiter in Richtung zur Kupp­ lungsscheibe verlagert werden muß. Den sich hieraus ergebenden Proble­ men konnte aber in einem gewissen Umfang durch Vorsehen einer Verschleißausgleichseinrichtung begegnet werden, allerdings unter Inkaufnahme zusätzlicher, das Kupplungssystem komplizierender Kom­ ponenten.

Ein größeres, bisher ungelöstes Problem liegt darin, daß heutige Belagfedern ihre Federkennlinie über die Kupplungslebensdauer nicht konstant halten können. Weisen die Belagfedern nicht mehr die volle Tragkraft der Membranfeder auf, kommt es zu einem harten Einkuppeln mit entsprechen dem Quietschen der Kupplung. Im Nutzkraftfahrzeugbereich ist dies sogar der Normalzustand, da es bisher nicht gelungen ist, Belagfedern für Nutzkraftfahrzeug-Reibungskupplungen derart abzustimmen, daß sie die volle Tragkraft der Membranfeder aufweisen. Die Tragkraft der Belagfeder entspricht in der Regel etwa 70% der Tragkraft der Membranfeder, was zum genannten harten Einkuppeln, Quietschgeräuschen und zu ungleichför­ migen Belastungen der Belege führt.

Unabhängig von den genannten Problemen, die Belagfedern aufwerfen, erfordert die Steuerung einer Kupplung unter Verwendung von Belagfedern einen relativ großen Belagfederweg, der eine dementsprechend relativ große Kupplungsausrückarbeit mit sich bringt. Da mit der Anpreßplatte relativ große Massen bewegt werden müssen, lassen sich selbst unter Ver­ wendung heutiger pneumatischer Kraftverstärker Auskuppelzeiten unter 0,3 s schwerlich realisieren. Der mechanische Aufbau der Einheit aus Schwungrad und Anpreßplatte ist im übrigen aufgrund des Erfordernisses einer axial bewegbaren Anpreßplatte relativ kompliziert und bringt einen relativ großen axialen Bauraum und ein relativ großes Gewicht der Einheit mit sich.

Um den Aufbau der Einheit aus Schwungrad und Anpreßplatte einer Kraftfahrzeug-Reibungskupplung zu vereinfachen, wurde in der DE 33 25 202 A1 vorgeschlagen, die Membranfeder zwischen die beidseitig vorgesehenen Reibringe in die Kupplungsscheibe zu integrieren. Damit konnten Schwungrad und Anpreßplatte in einem gemeinsamen, fest miteinander verbundenen Bauteil unter Vermeidung axial bewegbarer Teile zusammengefaßt werden. Hinsichtlich einer Steuerung des Ein- und Auskuppelns dürfte die bekannte, eine relativ kompliziert aufgebaute Kupplungsscheibe erfordernde Reibungskupplung aber keine Verbes­ serungen bringen.

In der DE-OS 24 38 809 wurde eine Reibungskupplung für Kraftfahrzeuge vorgeschlagen, bei der eine Kupplungsscheibe einen radial verlaufenden Druckmittelkanal und in axialer Richtung durch die Reibbeläge verlaufende Durchtrittsöffnungen aufweist, um zum Ausrücken der Kupplung zwischen Kupplungsscheibe einerseits und Schwungrad bzw. Anpreßplatte anderer­ seits ein Druckmittelpolster aufzubauen, durch das der Reibungskontakt aufgehoben wird. Die Anpreßplatte ist hierzu axial beweglich und mittels einer zwischen der Anpreßplatte und dem Schwungrad wirkenden Kupplungsfeder in Richtung zur Kupplungsscheibe vorgespannt.

Aus der DE-OS 24 52 474 ist eine Drehmomentübertragungseinrichtung bekannt, die ein an einem Flansch einer angetriebenen Welle drehfest angebrachtes Gehäuse mit einer kreiszylindrischen, zur Welle koaxialen Gehäusewand aufweist. An der Innenseite der Gehäusewand ist ein aufblasbares, wohl schlauchartiges Element angebracht, das durch ein Druckfluid (als Beispiel wird Luft genannt) aufgeblasen werden kann. An seiner radial inneren Umfangswand trägt das aufblasbare Element einen Reibschuh, der eine treibende Trommel auf einer treibenden Welle umgibt. Die Drehmomentübertragung zwischen treibender Welle und angetriebener Welle wird durch mehr oder weniger starkes Aufblasen und dement­ sprechend mehr oder weniger starkem Reibungseingriff zwischen Reibschuh und Trommel gesteuert. Der Anwendungsbereich der Drehmomentüber­ tragungseinrichtung ist nicht näher angegeben, es wird nur auf sogenannte Druckluftkupplungen oder Luftbremsen bezug genommen. Allein schon aufgrund der sich zwangsläufig ergebenden relativ großen axialen Ab­ messungen erscheint eine Anwendung der bekannten Drehmomentüber­ tragungseinrichtung wenigstens für kommerziell angebotene Kraftfahrzeuge ausgeschlossen.

Demgegenüber ist es eine Aufgabe der Erfindung, ein verbessertes Kupplungssystem der genannten Art bereitzustellen, das vorzugsweise wenigstens hinsichtlich Einfachheit des Aufbaus oder/und Regelbarkeit des Ein- und Auskuppelns oder/und axialem Bauraum verbessert ist.

Zur Lösung dieser Aufgabe wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß das Kupplungssystem wenigstens eine durch Druckmittelzufuhr expandierbare Druckmittelzelle der Kupplungsscheibe oder der Gegenreibungsflächen Trägeranordnung zum Herstellen des Reibungseingriffs zwischen Reibungs­ flächen und Gegenreibungsflächen aufweist.

Im Gegensatz zu herkömmlichen Kupplungen mit einer Ausrücklageranord­ nung und über eine Membranfeder betätigter Anpreßplatte werden bei dem erfindungsgemäßen Kupplungssystem durch Druckmittelzufuhr ausgeübte Kräfte mittels der expandierbaren Druckmittelzelle unmittelbar zur Kupp­ lungsscheibe oder Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung gebracht, so daß kraftübertragende mechanische Zwischenkomponenten vermieden sind. Ist die Druckmittelzelle und die Anordnung aus Reibungsflächen und Gegen­ reibungsflächen derart ausgelegt, daß eine durch Druckmittelzufuhr maximal expandierte Druckmittelzelle dem vollständig eingekuppelten Zustand der Reibungskupplung entspricht und zum Auskuppeln der Druckmitteldruck in der Druckmittelzelle abfallengelassen wird, kann auf eine den Reibungsein­ griff herstellende Federanordnung (Membranfederanordnung) verzichtet werden, woraus sich eine wesentlich bessere Steuerbarkeit der Anpreßkraft zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen ergibt und auf Belagfedern oder dergleichen verzichtet werden kann.

Zwar ist im Fahrbetrieb eines Kraftfahrzeugs die Kupplung die meiste Zeit eingekuppelt, so daß es auf den ersten Blick zweckmäßiger erscheint, die Reibungskupplung nur zum Öffnen und Schließen zu betätigen. Aufgrund der Vermeidung einer Ausrücklageranordnung und entsprechender Zwischen­ komponenten zwischen Ausrücklageranordnung und den drehmomentüber­ tragenen Kupplungsteilen wird der Aufbau der Kupplung bzw. des Kupplungssystems aber wesentlich vereinfacht und es ergeben sich große Kostenvorteile, so daß es in Kauf genommen werden kann, wenn das Kupplungssystem derart ausgelegt ist, daß die Druckmittelzelle entweder zum Auskuppeln oder zum Einkuppeln (letzteres ist aus den genannten Gründen im Hinblick auf die Steuerbarkeit der Kupplung bevorzugt) ständig unter Druckmitteldruck stehen muß.

Durch diese Ausbildung des Kupplungssystems eröffnet sich auch die Perspektive, bei einer regelbaren Kupplung Schlupf in der Kupplung zur Überlastsicherung oder auch zum Abbau von Schwingungen zuzulassen mit sich ständig oder häufig änderndem Reibungseingriff zwischen den Reibungsflächen und den Gegenreibungsflächen. Bei einer herkömmlichen, praktisch eingesetzten Reibungskupplung müßte diese hierzu ständig betätigt werden, was nicht praktikabel ist.

Ist, wie bevorzugt, das erfindungsgemäße Kupplungssystem derart ausgebildet, daß dem eingekuppelten Zustand der Expansionszustand der Druckmittelzelle entspricht, ist die Kupplung im Falle eines Ausfalls der Druckmittelversorgung zwangsläufig ausgekuppelt oder läßt sich zumindest nicht wieder einkuppeln. Dies stellt aber im Hinblick auf ein sicheres Abstellen eines Fahrzeugs kein Problem dar, da sich hieraus eine Situation ergibt, die der Situation bei Automatikgetrieben entspricht. Der in Automa­ tikgetrieben vorgesehene Drehmomentwandler kann nämlich ohne Differenzdrehzahl keine Drehmomente übertragen, so daß Fahrzeuge mit Automatikgetriebe eine Parksperre besitzen müssen. Eine solche Parksperre wäre auch bei Schaltgetrieben denkbar oder man könnte auch bei Personen­ kraftwagen (Pkw) eine bei Lastkraftwagen (Lkw) sowieso in der Regel vorhandene Parkbremse (Handbremse) vorsehen, die erst bei einem ausreichenden Druckmitteldruck (herkömmlich Pneumatikdruck) wieder geöffnet wird.

Aufgrund des bei Nutzkraftfahrzeugen (Lastkraftwagen und dergleichen) heutzutage grundsätzlich vorgesehenen Pneumatiksystems bietet sich der Einsatz des erfindungsgemäßen Kupplungssystems besonders bei Nutz­ kraftfahrzeugen an, da das Kupplungssystem einfach an das vorhandene Druckmittelsystem angeschlossen werden kann. Aufgrund der großen Vorteile des erfindungsgemäßen Kupplungssystems macht es aber auch großen Sinn, auch bei Pkws ein erfindungsgemäßes Kupplungssystem vorzusehen, selbst wenn dies eine zusätzliche Druckmittelversorgung erforderlich machen sollte.

Ein noch nicht genannter großer Vorteil des erfindungsgemäßen Kupplungs­ systems liegt darin, daß die Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung, die im Falle eines Kraftfahrzeugs in der Regel ein als Schwungrad dienendes Trägerelement umfassen wird, gegenüber herkömmlichen, in der Praxis verwendeten Gegenreibungsflächen-Trägeranordnungen, umfassend ein Schwungrad und eine axial bewegbare Anpreßplatte, wesentlich vereinfacht werden kann. Eine axial bewegliche Anpreßplatte im herkömmlichen Sinn ist nämlich nicht mehr erforderlich, so daß auch auf zugeordnete Tangential­ federn und dergleichen verzichtet werden kann. Als Gegenreibungsflächen- Trägeranordnung kann eine integrale, gegebenenfalls einteilige Einheit, vorgesehen sein, umfassend das Schwungrad, das wenigstens eine erste Gegenreibungsfläche aufweist, und ein im axialen Abstand zu diesem angeordnetes und mit dem Schwungrad starr verbundenes (die herkömm­ liche axial bewegbare Anpreßplatte ersetzendes) Trägerelement, das wenigstens eine zweite Gegenreibungsfläche aufweist.

Obwohl bei einer derartigen Ausbildung des erfindungsgemäßen Kupplungs­ systems das genannte, die herkömmliche Anpreßplatte ersetzende Trägerelement im eingekuppelten Zustand nicht unbedingt als Ganzes gegen die Kupplungsscheibe bzw. deren Reibbeläge angepreßt wird, sondern gegebenenfalls nur wenigstens eine Gegenreibungsfläche des Träger­ elements gegen die zugeordnete Reibungsfläche der Kupplungsscheibe oder/und wenigstens eine Reibungsfläche der Kupplungsscheibe gegen eine zugeordnete Gegenreibungsfläche des Trägerelements, wird der Einfachheit halber dieses Trägerelement generell als "Anpreßplatte" bezeichnet. Im Sinne dieser Sprachregelung kann nach der Erfindung das Schwungrad und die Anpreßplatte als eine integrale und starre Einheit ausgebildet sein, die die Gegenreibungsflächen trägt. Allerdings brauchen die Gegenreibungs­ flächen axial nicht festgelegt sein, sondern es ist denkbar, wenigstens eine Gegenreibungsfläche mittels wenigstens einer Druckmittelzelle gegenüber dem Schwungrad bzw. der Anpreßplatte axial bewegbar auszubilden.

Wie schon ausgeführt, ist es bevorzugt, daß der Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen durch Expansion der Druck­ mittelzelle hergestellt wird. Hierzu wird vorgeschlagen, daß die Druckmittel­ zelle in axialer Richtung (durch Druckmittelzufuhr) expandierbar ist und bei der Expansion mit wenigstens einer ersten, einen Zelleninnenraum in axialer Richtung begrenzenden Druckmittelzellenwand zur axialen Verlagerung einer Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche auf diese wirkt. Beispielsweise kann die erste Zellenwand die Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche aufweisen oder ein die Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche auf­ weisendes Reibungselement (Kupplungsbelag) tragen.

Da einerseits (wie schon ausgeführt) bei einer derartigen Anordnung auf eine Belagfederung verzichtet werden kann und andererseits keine oder keine wesentlichen kraftübertragenden Zwischenkomponenten zwischen Druckmittelzelle und Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche erforderlich sind, kann mit hoher Präzision ein minimaler Abstand zwischen Reibungs­ flächen und Gegenreibungsflächen im ausgekuppelten Zustand eingehalten werden, bei dem kein Drehmoment übertragen wird. Es reicht dann beispielsweise ein Freigang von ca. 0,05 mm aus. Die Kupplungsaus­ rückarbeit wird dann im wesentlichen nur noch durch die Belagelastizität bestimmt, die beispielsweise in der Größenordnung von 0,1 mm bis 0,2 mm liegt. Im Falle von Sinterbelägen kann die Belagelastizität auch noch kleiner sein. Gegenüber herkömmlichen, in der Praxis verwendeten Kupplungen kann die Kupplungsausrückarbeit somit wesentlich verringert werden. Da weiterhin auch die zu bewegenden Massen stark reduzierbar sind, werden auch wesentlich kürzere Auskuppelzeiten (unter 0,3 s) als herkömmlich möglich erreicht.

Wie bei herkömmlichen Kupplungen kann ein erstes Reibungsflächenpaar aus Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche unmittelbar durch eine Axialverschiebung der Reibungsfläche relativ zur Kupplungs­ scheibe oder/und durch Axialverschiebung der Gegenreibungsfläche relativ zu einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung aufgrund einer Expansion der Druckmittelzelle in Reibungseingriff bringbar sein, und kann ein von dem ersten Reibungsflächenpaar in axialem Abstand angeordnetes zweites Reibungsflächenpaar aus Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche mittelbar durch eine bei einer Expansion der Druckmittelzelle über das erste Reibungsflächenpaar induzierte Axialverlagerung der Kupplungsscheibe oder eines Kupplungsscheiben­ abschnitts in Reibungseingriff bringbar sein.

Die erfindungsgemäße wenigstens eine Druckmittelzelle macht es aber auch ohne großen mechanischen Aufwand möglich, daß alle Reibungsflächen­ paare aus Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche un­ mittelbar durch eine Axialverschiebung der jeweiligen Reibungsfläche relativ zur Kupplungsscheibe oder/und durch Axialverschiebung der jeweiligen Gegenreibungsfläche relativ zu einem Trägerelement der Gegenreibungs­ flächen-Trägeranordnung aufgrund einer Expansion der wenigstens einen Druckmittelzelle in Reibungseingriff bringbar sind und die Kupplungsscheibe im Betrieb an der ersten Drehwelle axial im wesentlichen stationär angeordnet ist, gegebenenfalls an der Drehwelle nicht oder nur schwer axial verschiebbar ist.

Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, daß eine Druckmittelzelle der Kupplungsscheibe gleichzeitig auf beide Reibungsflächen wirkt, oder daß die Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung wenigstens zwei Druckmittel­ zellen aufweist, von denen eine erste auf eine erste Gegenreibungsfläche und eine zweite auf eine zu dieser axial beabstandete und im wesentlichen entgegengesetzt gerichtete zweite Gegenreibungsfläche wirkt.

Aus einer derartigen Ausbildung der Reibungskupplung ergeben sich große Vorteile, da die Kupplungsscheibe nicht entlang der Drehwelle verschiebbar sein muß. Auf eine entsprechende Keilwellenverbindung zwischen Kupplungsscheibe und Drehwelle kann somit verzichtet werden und die Kupplungsscheibe kann starr mit der Drehwelle verbunden werden. Hieraus ergibt sich der große Vorteil, daß unerwünschten Taumel- und Schwin­ gungsbewegungen der Kupplungsscheibe entgegengewirkt wird, so daß es ausreicht, für den ausgekuppelten Zustand einen besonders kleinen Freigang vorzusehen. Auch die durch sonstige Schwingungen des gesamten Systems aus Drehwellen und Reibungskupplung hervorgerufenen Probleme lassen sich mit einer fest an der Drehwelle angebrachten Kupplungsscheibe leichter in den Griff bekommen.

Die Druckmittelzelle weist vorzugsweise einen bis auf einen Druckmittel­ anschluß abgeschlossenen Zelleninnenraum auf. Die Druckmittelzelle kann damit ohne größere Druckmittelverluste in ihrem Expansionszustand gehalten werden. Keine oder höchstens unwesentliche Druckmittelverluste treten dann auf, wenn die Druckmittelverbindung zwischen einer Druck­ mittelquelle und der Druckmittelzelle im wesentlichen dicht ist oder/und der Druckmittelanschluß durch ein zugeordnetes Ventil verschlossen werden kann.

Um den Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungs­ flächen durch Verminderung des Druckzellendrucks definiert lösen zu können, kann eine der Druckzelle zugeordnete, durch Expansion der Druckzelle spannbare Federanordnung vorgesehen sein, durch die die Druckmittelzelle unter Lösen des Reibungseingriffes zwischen Reibungs­ flächen und Gegenreibungsflächen kontrahierbar ist. Hierzu kann die Federanordnung wenigstens eine in einem Zelleninnenraum der Druckmittel­ zelle angeordnete Rückholfeder aufweisen.

Das Kupplungssystem kann beispielsweise eine Mehrzahl von entlang einer Ringlinie angeordnete Druckmittelzellen aufweisen. Vorzugsweise ist die Druckmittelzelle aber als solche ringförmig und zur Drehachse im wesentli­ chen koaxial ausgebildet, vorzugsweise mit einer wenigstens eine Zel­ lenwand oder wenigstens ein eine Reibungsfläche oder Gegenreibungsfläche aufweisendes Reibungselement gegen eine Verdrehung relativ zur Kupp­ lungsscheibe bzw. zu einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen- Trägeranordnung abstützenden Rückholfederanordnung. Letzteres macht gesonderte Elemente zur Drehmomentübertragung entbehrlich.

Um zu gewährleisten, daß die Reibungsflächen bzw. Gegenreibungsflächen (Kupplungsbelag) gleichmäßig verschleißt, kann eine Reibungsfläche oder/und eine Gegenreibungsfläche eines Reibungsflächenpaares aus Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche wenigstens bereichsweise axial derart gefedert sein, daß die örtliche Verteilung des Anpreßdrucks zwischen der Reibungsfläche und der Gegenreibungsfläche nach radial außen hin abnimmt. Der Verschleiß der Kupplung läßt sich nämlich durch einen Verschleißparameter charakterisieren, der proportional zum Produkt aus Anpreßdruck zwischen Reibungsflächen und Gegen­ reibungsflächen und der Relativgeschwindigkeit zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen bei schlupfender Kupplung ist. Der Verschleißpa­ rameter ist somit proportional zum Produkt aus Anpreßdruck, Winkelge­ schwindigkeit und radialem Abstand von der Drehachse. Nimmt der Anpreßdruck nach radial außen hin ab, wird somit dem Anstieg des Verschleißparameters mit zunehmendem Radialabstand von der Drehachse entgegengewirkt.

Um die örtliche Verteilung des Anpreßdrucks zu erhalten, kann die axiale Federung der Reibungsfläche oder/und der Gegenreibungsfläche eine dem Druck der Druckmittelzelle entgegenwirkende, die Reibungsfläche bzw. die Gegenreibungsfläche entlastende Kraft erzeugen, die nach radial außen hin zunimmt. Hierzu wird vorgeschlagen, daß zwischen der Reibungsfläche und der Gegenreibungsfläche des Reibungsflächenpaars im ausgekuppelten Zustand zumindest bereichsweise nach radial außen hin ein zunehmender Axialabstand besteht, wobei die Reibungsfläche oder/und die Gegen­ reibungsfläche dieses Reibungsflächenpaars von einem kompressions- oder biegeelastischen Trägerelement getragen ist.

Vorzugsweise sind der Verlauf der Reibungsfläche und der Gegenreibungs­ fläche und die axiale Federung derart aufeinander abgestimmt, daß über die im Reibungseingriff stehenden Flächenabschnitte des Reibungsflächenpaares der resultierende Anpreßdruck wenigstens näherungsweise umgekehrt proportional zum Radialabstand von der Drehachse nach radial außen hin abnimmt, so daß wenigstens näherungsweise ein im wesentlicher kon­ stanter Verschleißparameter über die Flächenabschnitte erreicht wird.

Obwohl die genannte Axialfederung im Hinblick auf konstanten Verschleiß große Vorteile bietet, ist es zur Minimierung der Kupplungsausrückarbeit und zur Optimierung der Steuerbarkeit des Auskuppelns und Einkuppelns bevorzugt, daß die Druckmittelzelle im wesentlichen die einzige axialela­ stische Komponente ist, die im Anpreßkraftweg der Reibungsflächenpaare aus Reibungsflächen und zugeordneten Gegenreibungsflächen seriell enthalten ist. Maßgeblich ist dann alleine die Axialelastizität der Kupplungs­ beläge, die beispielsweise durch Einsatz von Sinterbelägen sehr klein gehalten werden kann.

Im Hinblick auf trotz Verschleißes der Kupplungsbeläge im wesentlichen konstant bleibende Einkuppelzeiten kann eine Lüftwegbegrenzungsein­ richtung vorgesehen sein, die selbsttätig das maximale Lüftspiel nachstellt, um ein im wesentlichen konstantes Lüftspiel zu erhalten. Zur Bildung der verschleißabhängig selbsttätig nachstellenden Lüftwegbegrenzungsein­ richtung kann zwischen einem mittels der Druckmittelzelle axial beweg­ baren, die Reibungsfläche oder Gegenreibungsfläche tragenden Träger­ element einerseits und einem relativ zur Druckmittelzelle stationären Stützelement andererseits ein Federelement eingespannt sein, welches an einem der Elemente - Trägerelement und Stützelement - befestigt ist und am anderen der beiden Elemente reibschlüssig oder formschlüssig, jedoch axial beweglich, abgestützt ist. Durch die Lüftwegbegrenzung wird erreicht, daß der zum Einkuppeln von Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen zu überbrückende Axialweg bis zur Herstellung des Reibungseingriffs im wesentlichen konstant bleibt. Wird als Druckmittel ein Hydraulikmedium verwendet, so kann durch eine derartige Lüftwegbegrenzungseinrichtung in Verbindung mit einer sogenannten Schnüffelbohrung in einem zugeordneten Geberzylinder ein im wesentlichen konstant bleibendes, der hydraulischen Druckzelle zuzuführendes Hydraulikmediumvolumen pro Kupplungs­ betätigung erreicht werden. Wird als Druckmedium Druckluft verwendet, so wird eine Vergrößerung des Volumens der Druckmittelzelle im Zuge der Verschleißnachstellung aufgrund der Kompressibilität von Luft (im Gegen­ satz zur Situation bei einem Hydraulikmedium als Druckmittel) zu einer Zunahme des Luftvolumens pro Betätigung führen. Dies ist aber kein Nachteil, da das Luftvolumen pro Betätigung als Maß für den Zustand der Kupplung (Verschleißanzeige) dienen kann. Letzteres gilt natürlich auch dann, wenn keine Lüftwegbegrenzungseinrichtung vorgesehen ist.

Vorzugsweise bildet das Federelement einen axialen Lüftweg-Begrenzungs­ anschlag für das Trägerelement. Hierdurch wird auf einfache Weise für einen definierten maximalen Lüftweg gesorgt.

Das Federelement kann im Innenraum der Druckmittelzelle aufgenommen sein, wobei vorzugsweise eine Zellenwand der Druckmittelzelle als Stützelement dient.

Bei dem Federelement kann es sich um ein gummielastisches Federelement handeln, das beispielsweise an einer zylindrischen Fläche der Druckmittel­ zelle reibschlüssig anliegt. Die zylindrische Fläche kann beispielsweise die Umfangsfläche eines im Zelleninnenraum der Druckmittelzelle an einer Zellenwand vorgesehenen Stifts, die innere Oberfläche oder die äußere Oberfläche einer Zellenwand sein.

Das Federelement kann eine Dichtungsfunktion zum Abdichten der Druckmittelzelle erfüllen, insbesondere wenn es sich um ein gummielasti­ sches Federelement handelt. Es können aber auch gesonderte Dicht­ elemente vorgesehen sein, so daß die Lüftwegbegrenzungsfunktion und die Dichtfunktion jeweils gesondert optimiert werden können.

Hinsichtlich der Druckmittelzelle sind diverse Ausbildungen denkbar. So kann für hohe Temperaturanforderungen und Dichtheit eine aus Stahlmem­ branen gebildete Druckmittelzelle verwendet werden. Wenn einerseits für eine gute Wärmeabfuhr gesorgt wird und andererseits die Druckmittelzelle als solche nicht wesentlich an der Drehmomentübertragung beteiligt ist, kann auch eine Druckmittelzelle mit elastischen Wänden, insbesondere eine schlauchförmige (gegebenenfalls ringschlauchförmige) Druckmittelzelle verwendet werden.

Die Druckmittelzelle kann aber auch eine Ausnehmung, insbesondere Ringausnehmung, in der Kupplungsscheibe bzw. in einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung sowie ein in die Ausnehmung axial verschiebbar aufgenommenes, eine Reibungsfläche oder Gegenreibungs­ fläche aufweisendes Kolbenelement, insbesondere Ringkolbenelement, umfassen. Bei dieser Ausbildung ist die Druckmittelzelle an der Drehmo­ mentübertragung beteiligt. Im Falle eines Ringkolbenelements muß durch entsprechende Formgestaltung der Ausnehmung und des Ringkolben­ elements dafür gesorgt werden, daß das Ringkolbenelement sich nicht gegenüber der Ringausnehmung verdreht. Im Hinblick auf kostengünstige Fertigung ist es aber bevorzugt, daß Ringausnehmung und Ringkolben­ element jeweils kreisringförmig ausgebildet sind und die Druckmittelzelle Drehmoment übertragende Verdrehsicherungsmittel aufweist, beispielsweise eine gleichzeitig als Rückholfederanordnung dienende Federanordnung (beispielsweise ähnlich einer herkömmlichen Belagfederanordnung) im Zelleninnenraum.

Eine Variante, bei der die Druckmittelzelle nicht oder zumindest nicht wesentlich an der Drehmomentübertragung beteiligt ist, sieht vor, daß wenigstens eine der beiden drehfest an der Kupplungsscheibe angeordneten Reibungsflächen oder/und wenigstens eine der beiden drehfest an der Trägeranordnung angeordneten Gegenreibungsflächen an einem gesondert von der Druckmittelzelle drehfest, aber axial beweglich, an der Kupplungs­ scheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung geführten Trägerelement vorgesehen ist und die Druckmittelzelle bei ihrer Expansion dieses Trägerelement axial verlagert. Durch Trennung der Axialverlagerungs­ funktion einerseits (von der Druckmittelzelle durchgeführt) und der Drehmomentübertragung andererseits (hier von dem Trägerelement übernommen) lassen sich Druckmittelzelle und Trägerelement für die jeweils vorgesehene Funktion optimieren, wobei insgesamt eine Optimierung hinsichtlich Funktionssicherheit und Herstellungsaufwand möglich ist. Beispielsweise kann bei der vorgeschlagenen Anordnung eine vergleichs­ weise kostengünstige, schlauchartige Druckmittelzelle, wie oben schon erwähnt, zum Einsatz kommen. Sind bei einer Kupplungsscheibe beide Reibungsflächen an einem jeweiligen derartigen Trägerelement vorgesehen, läßt sich die Kupplungsscheibe ohne wesentlichen weiteren Aufwand derart ausbilden, daß sie an der Drehwelle axial feststehen kann und beide Reibungsflächen bei Expansion der Druckmittelzelle zur Herstellung des Reibungseingriffs zur zugeordneten Gegenreibungsfläche in axialer Richtung hin bewegt werden.

Hinsichtlich der Führung des Trägerelements wird vorgeschlagen, daß dieses durch eine Federanordnung an der Kupplungsscheibe bzw. der Gegen­ reibungsflächen-Trägeranordnung gehalten und mit der Kupplungsscheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung drehfest verbunden ist, wobei die Federanordnung das Trägerelement in einer dem Lösen des Reibungseingriffs entsprechenden Axialrichtung vorspannt. Bei der Federanordnung kann es sich um eine Federanordnung ähnlich einer herkömmlichen Belagfederanordnung handeln, die vorzugsweise direkt ein die Reibungsfläche oder Gegenreibungsfläche aufweisendes Reibungs­ element, insbesondere Kupplungsbelag trägt. Führt die im folgenden der Einfachheit als Belagfederanordnung bezeichnete Federanordnung das Trägerelement an der Kupplungsscheibe, so wird diese im Gegensatz zu herkömmlichen Belagfederanordnungen von Kupplungsscheiben in entgegengesetzter Axialrichtung vorgespannt sein, also nicht in Richtung zum der Reibungsfläche zugeordneten Gegenreibungsfläche, sondern von dieser weg. Dementsprechend wird die Belagfederanordnung, jedenfalls in der Regel, gegenüber herkömmlichen Belagfederanordnungen anders gebogen sein. Von diesen Unterschieden abgesehen, können aber herkömm­ liche Belagfedern verwendet werden, wodurch sich große Kostenvorteile ergeben.

Die Gegenreibungsfläche-Trägeranordnung kann ein mit der zweiten Drehwelle drehfest verbundenes oder verbindbares Trägerelement mit einem eine erste Gegenreibungsfläche aufweisenden ersten Trägerabschnitt und einem eine zweite, wenigstens näherungsweise entgegengesetzt gerichtete Gegenreibungsfläche aufweisenden zweiten Trägerabschnitt umfassen, das vorzugsweise als Schwungrad der Brennkraftmaschine dient. Ein derartiges Trägerelement (Schwungrad) läßt sich kostengünstig, beispielsweise als Graugußelement oder, je nach Festigkeitsanforderung, auch aus höherwerti­ gen Materialien herstellen. Um die Kupplungsscheibe einfach ein- und ausbauen zu können, können erster Trägerabschnitt und zweiter Träger­ abschnitt gesonderte Teile sein, die miteinander verschraubt sind. Eine besonders kostengünstige Herstellung des Trägerelements wird dann dadurch erreicht, daß in einem ersten Fertigungsschritt ein den ersten und den zweiten Trägerabschnitt aufweisender einteiliger Rohling hergestellt (insbesondere gegossen) wird, der dann in einem zweiten Fertigungsschritt in ein den ersten Trägerabschnitt aufweisendes erstes Teil und ein den zweiten Trägerabschnitt aufweisendes zweites Teil zerteilt wird, wobei die beiden Teile dann zur Bildung des Trägerelements miteinander verbunden (insbesondere verschraubt) werden. Etwaige Bohrungen zum Verschrauben der beiden Teile werden zweckmäßigerweise vor dem Zerteilen des Rohlings eingebracht.

Durch den beschriebenen Aufbau des Trägerelements (Schwungrad) wird eine wesentliche Kostenersparnis erreicht unter Einsparung von axialem Bauraum und Gewicht bei gleichem Schwungmoment (Gewicht × Durch­ messer²), da - wie eingangs schon ausgeführt wurde - Tangentialfedern und dergleichen und eine axial bewegbare Anpreßplatte erfindungsgemäß nicht erforderlich sind. Bei dem Schwungrad kann es sich unabhängig davon, ob das Schwungrad wenigstens eine Druckmittelzelle aufweist, auch um ein Zwei-Massen-Schwungrad handeln, das die bekannten Vorteile bringt. Entsprechendes gilt auch für die Kupplungsscheibe; diese kann eine Torsionsdämpfungsanordnung umfassen, unabhängig davon, ob die Kupplungsscheibe wenigstens eine Druckmittelzelle aufweist.

Das Kupplungssystem kann einen Drehübertrager mit einem Stator und einem relativ zum Stator erreichbaren Rotor umfassen zum Anschluß einer sich mit der Kupplungsscheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranord­ nung mitdrehenden Druckmittelzelle an eine stationäre, insbesondere fahrzeugstationäre, Druckmittelzelle. Der Rotor des Drehübertragers kann dabei drehmitnehmend (gegebenenfalls über ein elastisches, eine Druck­ mittelleitung aufweisendes Zwischenelement) mit der Kupplungsscheibe bzw. einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung verbunden sein, insbesondere mit einem getriebeseitig einer/der Torsions­ dämpfungsanordnung vorgesehenen, die Reibungsflächen bzw. Gegen­ reibungsflächen aufweisenden Element der Kupplungsscheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung. Gegenüber einer drehfesten Verbindung des Rotors mit einer Kupplungsnabe im Falle einer Kupplungs­ scheibe mit Torsionsdämpfungsanordnung bzw. mit einem drehwellenseiti­ gen Teil des Schwungrads im Falle eines Zwei-Massen-Schwungrads bewirkt die zuletzt vorgeschlagene (bevorzugte) Ausbildung den Vorteil, daß zusätzlich auftretende Torsionsfederwinkel keine Schwierigkeiten bereiten. Im Falle einer Kupplungsscheibe mit Torsionsdämpfungsanordnung werden die vom Fahrzeugmotor auf den Drehübertrager übertragenden Schwin­ gungsamplituden durch die bevorzugte Verbindung des Drehübertragers, genauer Rotors, mit dem die Reibungsflächen aufweisenden Element der Kupplungsscheibe reduziert.

Für eine axial kurzbauende Anordnung kann der Stator und der Rotor jeweils einen eine Drehwelle, insbesondere die zweite Drehwelle, und vorzugsweise einen Ringnabenabschnitt der Kupplungsscheibe umgebenden Ringabschnitt aufweisen, wobei zwischen den beiden Ringabschnitten ein Druckmittel­ ringkanal des Drehübertragers ausgebildet ist. Der Statorringabschnitt kann den Ringkanal in einer ersten Radialrichtung und der Rotorringabschnitt kann in Ringkanal in einer zweiten, der ersten Radialrichtung entgegengesetzten Radialrichtung begrenzen, vorzugsweise mit einer zur Drehachse im wesentlichen koaxialen, im wesentlichen kreiszylindrischen, den Druck­ mittelringkanal schneidenden oder begrenzenden Teilungsebene zwischen den beiden Ringabschnitten. Alternativ kann der Statorringabschnitt den Ringkanal in einer ersten axialen Richtung und kann der Rotorringabschnitt den Ringkanal in einer zweiten, der ersten Axialrichtung entgegengesetzten Axialrichtung begrenzen, vorzugsweise mit einer zur Drehachse im wesentlichen orthogonalen, den Druckmittelringkanal schneidenden oder begrenzenden Teilungsebene zwischen den beiden Ringabschnitten. Die letztere Variante ist besonders dann im Hinblick auf eine einfache Montage und kostengünstige Wartung (beispielsweise Auswechseln der Kupplungs­ scheibe) vorteilhaft, wenn der Rotor mit der Kupplungsscheibe bzw. dem Trägerelement, insbesondere Schwungrad, der Trägeranordnung integral oder einteilig ausgebildet ist, so daß ein gesonderter Stator einfach mit dem Rotor zur Ausbildung der Drehverbindung zusammengesetzt werden kann.

Zur axialen Mitnahme durch eine axial bewegliche Kupplungsscheibe bzw. zum Ausgleich von axialen Lageschwankungen eines zugeordneten Abschnitts der Kupplungsscheibe bzw. des Trägerelements kann entweder der Rotor relativ zum Stator oder kann der Rotor zusammen mit einem dem Rotor zugeordneten Teil - insbesondere Ringteil - des Stators relativ zu einem stationären (insbesondere fahrzeugstationären) und gegebenenfalls einen Druckmittelanschluß aufweisenden Basisteil des Stators oder kann der gesamte Drehübertrager axial bewegbar sein. In diesem Zusammenhang wird vorgeschlagen, daß der Stator oder das dem Rotor zugeordnete axial bewegbare Teil des Stators durch eine zugeordnete Federeinrichtung in axialer Richtung zum Rotor hin vorgespannt ist, wobei in diesem Fall vorzugsweise die zur Drehachse im wesentlichen orthogonale Teilungsebene zwischen Stator und Rotor vorgesehen ist. Durch die Federeinrichtung in Verbindung mit zugeordneten Dichtungsmitteln können der Stator und der Rotor zuverlässig den Druckmittelringkanal abdichtend in Eingriff gehalten werden, ohne daß Rotor und Stator miteinander fest verbunden sein müssen. Gleichzeitig werden axiale Lageschwankungen bzw. Axialbewegun­ gen der Kupplungsscheibe zuverlässig ohne Beeinträchtigung der Abdicht­ funktion in Bezug auf den Druckmittelringkanal aufgenommen.

Der Stator kann an einer stationären, insbesondere fahrzeugstationären, Stützstelle, gegebenenfalls an einer die Reibungskupplung aufnehmenden Gehäuseglocke, im Sinne einer Verdrehsicherung abgestützt sein. Hierzu reicht es in der Regel aus, nur eine Druckmittelzufuhrleitung abzustützen, da normalerweise nur äußerst geringe Reibmomente aufgenommen werden müssen.

Der Druckmittelübertragungsweg zwischen Rotor und Stator, insbesondere der genannte Ringkanal, kann beispielsweise durch eine Labyrinthdichtungs­ anordnung, eine Radialdichtungsringanordnung oder unter Verwendung einer magnetischen Flüssigkeit abgedichtet sein. Im Falle einer Labyrinth­ dichtungsanordnung nimmt man gewisse Druckmittelverluste in Kauf, die im Falle einer Reibungskupplung, bei der die Druckzelle zur Herstellung des Reibungseingriffs ständig unter Druck stehen muß, dadurch minimiert werden können, daß einer Druckmittelleitung zwischen dem Rotor und der bis auf den Druckmittelanschluß der Druckmittelleitung abgeschlossenen Druckmittelzelle ein Ventil, insbesondere Magnetventil, zugeordnet ist zum wahlweisen Unterbrechen der Druckmittelverbindung zwischen Rotor und Druckmittelzelle. Ist bei einer derartigen Ausbildung des Kupplungssystems der Reibungseingriff durch Druckmittelzufuhr hergestellt, wird das Ventil geschlossen, so daß die Zufuhr von weiterem Druckmittel zum Drehüber­ trager unterbrochen werden kann, ohne daß sich am Einkuppelzustand etwas ändert. Für besonders hohe Belastungen kann der Druckmittelüber­ tragungsweg auch durch eine Gleitringdichtungsanordnung abgedichtet sein; für die meisten Fälle wird aber eine geschmierte Radialdichtungsring­ anordnung oder eine Labyrinthdichtungsanordnung ausreichen.

Das Kupplungssystem umfaßt vorzugsweise ein zwischen einer Druckmittel­ quelle und der Druckmittelzelle, insbesondere zwischen der Druckmittel­ quelle und dem Drehübertrager angeordnetes Steuer/Regelventil, das die Druckmittelzufuhr zur Druckmittelzelle in Abhängigkeit von einem einen Kuppelzustand repräsentierenden Führungssignal steuert/regelt. Dabei kann der Kuppelzustand einem Druckmitteldruck in der Druckmittelzelle ent­ sprechen. Die Führungsgröße wird in der Regel durch einen Weg, ins­ besondere durch die Stellung eines Kupplungspedals, repräsentiert sein, sofern nicht eine automatische Kupplungsbetätigungseinrichtung vor­ gesehen ist, bei der die Führungsgröße in der Regel durch ein elektrisches Signal repräsentiert sein wird.

Ist die Führungsgröße durch die Stellung eines Kupplungspedals repräsen­ tiert, so kann eine zwischen dem Kupplungspedal und einem Steuerzylinder des Steuer-/Regelventils wirksame Federanordnung einen durch das Kupplungspedal vorgegebenen Weg in einen Druckmitteldruck im druckzel­ lenseitigen Druckmittelsystem umsetzen.

Zwischen Führungsgröße und sich einstellendem Druckmitteldruck in der Druckmittelzelle kann ein insgesamt nicht-linearer Zusammenhang herr­ schen. Beispielsweise ist es besonders vorteilhaft, wenn in einem einem Rangierbereich entsprechenden Führungsgrößenbereich mit kleinerem Druckmitteldruck in der Druckmittelzelle der Druckmitteldruck schwächer mit der Führungsgröße ansteigt bzw. abfällt als in einem einem normalen Kupplungsbereich entsprechenden Führungsgrößenbereich mit größerem Druckmitteldruck in der Druckmittelzelle. Hierdurch läßt sich der zum Auskuppeln erforderliche Pedalweg wesentlich reduzieren, ohne im Rangierbereich die Möglichkeit einer feinfühligen Steuerung des Kupplungs­ eingriffs aufzugeben.

Eine derartige Reduktion des Pedalwegs insgesamt hat den großen Vorteil, daß der maximale Kupplungspedalweg an den maximalen Bremspedalweg angepaßt werden kann, so daß der Platzbedarf in Fahrzeuglängsrichtung geringer ist. Herkömmlich ist der Kupplungspedalweg wesentlich größer als der Bremspedalweg, so daß der Platzbedarf, der sich auf die Gesamtlänge des Fahrzeugs auswirkt, durch den Kupplungspedalweg bestimmt ist. Wird der Kupplungspedalweg an den Bremspedalweg angenähert, kann die Gesamtlänge des Fahrzeugs reduziert bzw. (bei gleichbleibender Fahr­ zeuglänge) der Nutzraum des Fahrzeugs vergrößert werden.

Innerhalb des Rangierbereichs oder/und innerhalb des normalen Kupplungs­ bereichs besteht vorzugsweise zumindest bereichsweise ein linearer Zusammenhang zwischen Führungsgröße und Druckmitteldruck.

Bei dem Druckmittel wird es sich in der Regel um Druckluft handeln. Für manche Anwendungen kann aber auch ein Hydraulikmittel, beispielsweise Hydrauliköl, als Druckmittel vorteilhaft sein.

Die Erfindung betrifft neben dem Kupplungssystem auch eine Kupplungs­ scheibe mit beidseitig der Kupplung angeordneten, wenigstens näherungs­ weise axial gerichteten Reibungsflächen. Erfindungsgemäß weist die Kupplungsscheibe wenigstens eine durch Druckmittelbeaufschlagung expandierbare, hierbei direkt oder indirekt auf wenigstens eine Reibungs­ fläche im Sinne einer Verlagerung wirkende Druckmittelzelle auf. Die Kupplungsscheibe und die Druckmittelzelle können wie vorangehend beschrieben ausgebildet sein.

Die Erfindung betrifft ferner ein Gegenreibungsflächen-Trägerelement, insbesondere ein ein- oder mehrteiliges Schwungrad, mit wenigstens näherungsweise in entgegengesetzte Axialrichtungen gerichteten Gegen­ reibungsflächen zur Aufnahme einer den Reibungsflächen zugeordnete Reibungsflächen aufweisende Kupplungsscheibe dazwischen. Erfindungs­ gemäß weist das Trägerelement wenigstens eine durch Druckmittelbeauf­ schlagung expandierbare, hierbei direkt oder indirekt auf wenigstens eine Gegenreibungsfläche im Sinne einer Verlagerung wirkende Druckmittelzelle auf. Das Trägerelement und die Druckmittelzelle kann wie vorangehend beschrieben ausgebildet sein.

Die Erfindung wird im folgenden anhand mehrerer in den Figuren gezeigter Ausführungsbeispiele und Ausführungsvarianten näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kupp­ lungssystems in Form eines Kraftfahrzeug-Kupplungssystems mit einer Reibungskupplung,

Fig. 2 in Fig. 2a eine erste Ausführungsvariante des Systems der Fig. 1 und in Fig. 2b eine zweite Ausführungsvariante des Systems der Fig. 1,

Fig. 3 eine dritte Ausführungsvariante des Systems der Fig. 1,

Fig. 4 ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kupplungssystems wiederum in Form eines Kraftfahrzeug- Kupplungssystems mit einer Reibungskupplung,

Fig. 5 ein drittes Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Kraftfahrzeug-Kupplungssystems mit einer Reibungskupplung,

Fig. 6 eine Ausführungsvariante des Kupplungssystems der Fig. 5,

Fig. 7 ein erstes Ausführungsbeispiel für eine Druckmittelzelle einer Kupplungsscheibe zur Erläuterung, wie die in den vorstehenden Figuren nur schematisch dargestellte Druckmittelzelle ausgebildet und im Detail angeordnet sein könnte (Fig. 7 zeigt die als Pneuma­ tikzelle ausgeführte Druckmittelzelle in kontrahiertem Zustand entsprechend einer ausgerückten Kupplung),

Fig. 8 die Druckmittelzelle der Fig. 7 im expandierten Zustand mit Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungs­ flächen,

Fig. 9 die Druckmittelzelle der Fig. 7 im kontrahierten Zustand ent­ sprechend einer ausgerückten Kupplung für den Fall eines deutlichen Kupplungsbelagverschleißes mit Verschleißnachstellung durch eine nicht gezeigte Lüftspielbegrenzungseinrichtung,

Fig. 10 die Druckmittelzelle der Fig. 9 im expandierten Zustand mit Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungs­ flächen,

Fig. 11 ein Beispiel für eine verschleißabhängig selbsttätig nachstellende Lüftwegbegrenzungseinrichtung, die bei den Druckmittelzellen der Fig. 7 bis 10 vorgesehen sein könnte,

Fig. 12 ein zweites Beispiel für die Ausführung einer Druckmittelzelle in einer Kupplungsscheibe und deren Anordnung in der Kupplungs­ scheibe,

Fig. 13 ein drittes Beispiel für die Ausführung einer Druckmittelzelle in einer Kupplungsscheibe und deren Anordnung in der Kupplungs­ scheibe,

Fig. 14 ein viertes Beispiel für die Ausführung einer Druckmittelzelle in einer Kupplungsscheibe und deren Anordnung in der Kupplungs­ scheibe, wobei eine axiale Federung der durch die Druckmittelzelle bewegbaren Reibungsfläche zur Erzielung eines gleichmäßigen Verschleißes vorgesehen ist,

Fig. 15 ein fünftes Beispiel für die Ausführung einer Druckmittelzelle in einer Kupplungsscheibe und deren Anordnung in der Kupplungs­ scheibe, wobei eine axiale Federung der durch die Druckmittelzelle bewegbaren Reibungsfläche zur Erzielung eines gleichmäßigen Verschleißes vorgesehen ist,

Fig. 16 ein sechstes Beispiel für die Ausführung einer Druckmittelzelle in einer Kupplungsscheibe und deren Anordnung in der Kupplungs­ scheibe, wobei eine axiale Federung der durch die Druckmittelzelle bewegbaren Reibungsfläche zur Erzielung eines gleichmäßigen Verschleißes vorgesehen ist.

Bei der folgenden Beschreibung der verschiedenen Ausführungsbeispiele und Ausführungsvarianten werden für gleiche und analoge Teile und Elemente die gleichen Bezugszeichen verwendet, jeweils unter Hinzufügung eines das Ausführungsbeispiel bzw. die Ausführungsvariante kennzeichnen­ den Buchstabens in Kleinschrift in alphabetischer Reihenfolge. Bei den nachfolgenden Beschreibungen der Ausführungsbeispiele und Ausführungs­ varianten werden jeweils nur die Unterschiede zu den vorangehend schon beschriebenen Ausführungsbeispielen bzw. Varianten erläutert und auf die vorangehenden Beschreibungen ausdrücklich Bezug genommen.

Fig. 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kupplungs­ systems 10a in einer geschnittenen, teilweise schematischen Darstellung, wobei eine Symmetrieachse A einer Reibungskupplung 12a des Systems in der Schnittebene liegt. Die Symmetrieachse A fällt mit den maßgeblichen Drehachsen der Reibungskupplung zusammen, nämlich mit einer Drehachse D1 einer Kurbelwelle 14a und eines mit dieser drehfest verbundenen Schwungrads 60a, einer Drehachse D2 einer Getriebeantriebswelle 18a und einer mit dieser drehfest verbundenen, aber entlang der Getriebeantriebs­ welle 18a axial verschiebbaren Kupplungsscheibe 20a sowie mit einer Drehachse D3 eines Drehübertragers 22a, genauer gesagt eines gegenüber einem Stator 24a des Drehübertragers verdrehbaren Rotors 26a des Drehübertragers. Von etwaigen Abweichungen aufgrund von Schwingungen und dergleichen abgesehen fallen die drei Drehachsen D1, D2 und D3 mit der Symmetrieachse im wesentlichen zusammen; es ist deshalb in Fig. 1 nur das Bezugszeichen A eingetragen. Hinzuweisen ist noch darauf, daß die Darstellung nur eine Halbebene auf einer Seite der Symmetrieachse A zeigt.

Die Reibungskupplung 12a ist in einer nur schematisch dargestellten Gehäuseglocke 28a zwischen einem nicht gezeigten Motor und einem nicht gezeigten Getriebe angeordnet. Das Schwungrad 16a ist zweiteilig ausgebildet, mit einem auch als Schwungrad-Hauptteil bezeichenbaren ersten Schwungradteil 30a, das an der Kurbelwelle 14a drehfest angebracht ist, und einen zweiten Schwungradteil, das eine axial bewegliche Anpreß­ platte herkömmlicher Reibungskupplungen ersetzt und starr und relativ zu dem Schwungrad-Hauptteil 30a axial unbeweglich durch nicht gezeigte Schrauben mit dem Schwungrad-Hauptteil 30a verbunden ist. Ein radial äußerer Abschnitt 34a des Schwungrad-Hauptteils 30a und der zweite Schwungradteil 32a begrenzen eine nach radial innen offene Ringausneh­ mung 36a des Schwungrads 16a, in die die Kupplungsscheibe 20a mit einem beidseitig jeweils einen Kupplungsbelag 30a bzw. 40a tragenden Scheibenabschnitt 42a aufgenommen ist. Die axial gerichteten Oberflächen der beiden Kupplungsbeläge 38a und 40a bilden jeweils eine Reibungsfläche 44a bzw. 46a der Kupplungsscheibe 20a, denen jeweils eine axial gerichtete, die Ringausnehmung 36a in axialer Richtung begrenzende Gegenreibungsfläche 48a bzw. 50a in Form einer (in einer zur Symmetrie­ achse A orthogonalen Ebene liegenden) Oberfläche des Schwungrad- Hauptteils 30a bzw. des zweiten Schwungradteils 32a zugeordnet ist.

Das Schwungrad 16a ist als Graugußteil hergestellt, wobei die erläuterte Zweiteiligkeit den Zweck hat, daß die Kupplungsscheibe 20a leicht ein- und ausgebaut werden kann. Zur kostengünstiger Herstellung des Schwungrads 16a wurde dieses als einteiliger Rohling gegossen, der nach Einbringung von (nicht gezeigten) zur Verschraubung der beiden Kupplungsteile dienenden Bohrungen zum Schwungrad-Hauptteil (erstes Schwungradteil) 30a und zum zweiten Schwungradteil 32a zerteilt (insbesondere zerbrochen) wurde. Die Teilungsfläche (Bruchfläche) zwischen den beiden Schwungradteilen ist in Fig. 1 bei 52a angedeutet.

Die Kupplungsscheibe 20a umfaßt eine ringförmige, die Getriebeantriebs­ welle 18a umschließende Kupplungsscheibennabe 54a, die über eine zwischen Kupplungsscheibennabe 54a und Getriebeantriebswelle 18a wirksame Keilwellenverbindung 56a mit der Getriebeantriebswelle 18a drehfest verbunden, aber entlang dieser verschiebbar ist. Die Kupplungs­ scheibennabe 54a trägt ein häufig als Kupplungsmitnehmerscheibe bezeichnetes Scheibenelement 58a, das an der Kupplungsscheibennabe 54a relativ zu dieser unverdrehbar und axial unverschiebbar festgelegt ist. Die Kupplungsmitnehmerscheibe 58a erstreckt sich in radialer Richtung und trägt die Kupplungsbelege 48a und 40a.

In einem radial äußeren Bereich der Kupplungsmitnehmerscheibe 58a weist diese eine Pneumatikzelle 60a als Druckmittelzelle auf, die in Fig. 1 nur schematisch als Funktionseinheit gezeigt ist, ohne daß der mechanische Aufbau der Pneumatikzelle erkennbar ist. Zum mechanischen Aufbau der Pneumatikzelle wird auf die Fig. 7 bis 16 und die Erläuterung hierzu verwiesen. Es wird im folgenden davon ausgegangen, daß die Kupplungs­ scheibe 20a eine Druckmittelzelle ähnlich der Druckmittelzelle der Fig. 7 bis 11 aufweist. Dementsprechend ist beispielsweise der (rechte) Kupplungs­ belag (Reibbelag) 38a unmittelbar auf einer axial gerichteten Oberfläche der Kupplungsmitnehmerscheibe 58a vorgesehen und der (linke) Kupplungs­ belag (Reibbelag) 40a auf einem Ringkolbenelement der Pneumatikzelle, das in einer Ringausnehmung der Kupplungsmitnehmerscheibe 58a zur Ausbildung eines als Pneumatikzelle dienenden Zylinder-Kolben-Elements verschiebbar und abgedichtet gelagert ist.

Die Pneumatikzelle 60a ist über eine sich in radialer Richtung erstreckende Pneumatikleitung 62a in der Kupplungsmitnehmerscheibe 58a (beispiels­ weise in Form einer Leitung in einem doppelten Blech der Kupplungsmit­ nehmerscheibe 58a mit entsprechenden Durchbrüchen), eine Pneumatiklei­ tung 64a im Rotor 26a des Drehübertragers, einen vom Rotor 26a und dem Stator 24a des Drehübertragers 22a begrenzten Ringkanal 66a, eine weitere Pneumatikleitung 68a in einen Ringabschnitt 70a des Stators 24a, eine Pneumatikleitung 72a in einem Anschlußabschnitt 74a des Rotors 26a sowie eine Pneumatikleitung 76a mit einem außerhalb der Gehäuseglocke 28a angeordneten Steuer/Regelventil 78a (im folgenden nur als Steuerventil 78a bezeichnet) verbunden. Das beispielsweise in eine Kupplungspedal­ einheit integrierte Steuerventil 78a ist über eine Pneumatikleitung 80a mit einer Druckluftquelle, insbesondere Druckluftreservoir 82a verbunden. Das Steuerventil 78a weist eine Ablaßöffnung 84a auf, um Druckluft aus dem pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem ablassen zu können. Das Steuerventil 78a ist mit einem Kupplungspedal 86a gekoppelt, über das ein Solldruck vorgegeben werden kann, der im pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem herrschen soll, um einen der Kupplungspedalstellung entsprechenden Kuppelzustand der Reibungskupplung 12a einzustellen.

Zur Ausbildung des Drehübertragers 22a ist noch folgendes nachzutragen:
Der Rotor 26a ist als die Kupplungsscheibennabe 54a und bereichsweise den Statorringabschnitt 70a umgebendes Ringelement ausgeführt, das an der Kupplungsmitnehmerscheibe 58a festgelegt ist. Zwischen Rotor 26a und Statorringabschnitt 70a ist ein Kugellager 88a zur Gewährleistung einer reibungsarmen Relativdrehung zwischen Stator und Rotor vorgesehen. Der Ringkanal 66a ist durch zwei Dichtungsringe 90a und 92a in den beiden axialen Endbereichen des Drehübertragers 22a abgedichtet.

Der Drehübertrager 22a als Ganzes ist um die Kupplungsscheibennabe 54a axial verschiebbar gelagert, so daß er axiale Bewegungen der Kupplungs­ scheibe 20a mitmachen kann. Der Anschlußabschnitt 74a des Stators 24a ist über ein an der Innenseite der Gehäuseglocke 28a vorgesehenes Abstützelement 94a gegen ein Verdrehen aufgrund zwischen Rotor 26a und Stator 24a wirkenden Reibungskräften gesichert. Das Abstützelement 24a läßt aber eine Axialbewegung des Stators 24a und damit des ganzen Drehübertragers 22a entsprechend den Axialbewegungen der Kupplungs­ scheibe 24a ungehindert zu.

Im folgenden wird die Funktion des Steuerventils 78a und die Funktions­ weise des Kupplungssystems 10a als Ganzes näher erläutert. Jeder Stellung des Kupplungspedals 86, die über eine Übertragungsstange 96a dem Steuerventil 78a vermittelt wird, ist ein Pneumatikdruck im pneumatikzel­ lenseitigen Pneumatiksystem und damit ein Pneumatikdruck in der Pneumatikzelle 60a zugeordnet. Der durch das Kupplungspedal 86 vorgegebene Pneumatiksolldruck im pneumatikzellenseitigen Pneumatiksy­ stem wird durch das Steuerventil 78a durch Steuerung bzw. Regelung der Druckmittelzufuhr von der Druckmittelquelle 82a zum pneumatikzel­ lenseitigen Pneumatiksystem und damit zur Pneumatikzelle 60a bzw. durch Ablassen von Druckluft aus dem pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem und damit aus der Pneumatikzelle 60a eingestellt, wobei das Steuerventil 78a den Pneumatikdruck im pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem steuern (ohne Auswertung eines Rückkoppelsignals) oder Regeln (unter Auswertung eines Rückkoppelsignals) einstellen kann.

Die Vorgabe des Pneumatiksolldrucks durch das Kupplungspedal kann beispielsweise mittels einer in Fig. 1 zwischen Kupplungspedal 86 und Steuerventil 78a eingezeichneten Druckfeder 98a erfolgen, die auf ein Ventilelement des Steuerventils 78a wirkt und in einem stationären Zustand mit Sollwert = Istwert durch einen dem Pneumatikdruck im pneumatikzel­ lenseitigen Pneumatiksystem entsprechenden Gegendruck ausbalanciert ist (Druckwaageprinzip). Bei der Druckfeder 98a handelt es sich aber bevorzugt um eine Druckfeder, die nur zum Zurückstellen des Kupplungspedals 86a dient und für den Fahrer des Fahrzeugs Kupplungsgegenkräfte wie bei herkömmlichen Kupplungen simuliert.

Das Steuerventil 78a ist beim gezeigten Ausführungsbeispiel derart ausgelegt, daß zwischen Kupplungspedalstellung und resultierendem Pneumatikdruck in der Pneumatikzelle 60a kein linearer Zusammenhang herrscht. In dem das Steuerventil 78a repräsentierenden Kasten in Fig. 1 ist eine bevorzugte Kennlinie gezeigt, die den Zusammenhang zwischen Kupplungspedalstellung einerseits und Sollpneumatikdruck und damit dem sich einstellenden Istpneumatikdruck in der Pneumatikzelle 60a angibt. Die horizontale X-Achse gibt die Kupplungspedalstellung an, wobei die X-Werte von rechts nach links zunehmen und einem stärkeren Niederdrücken des Kupplungspedals 86a ein größerer X-Wert entspricht. Einem nicht gedrück­ ten Kupplungspedal und damit dem eingekuppelten Zustand der Reibungs­ kupplung 12a entspricht der X-Wert Null am Ursprung des in den das Steuerventil 78a repräsentierenden Block eingezeichneten X-Y-Koor­ dinatensystems, dessen vertikale Y-Achse für den Sollpneumatikdruck steht. Der Sollpneumatikdruck nimmt vom Wert Null (der für Normal- oder Umgebungsdruck steht) in Pfeilrichtung der Y-Achse, also nach oben hin, zu.

In das Koordinatensystem ist der Solldruck in Y als Funktion der Kupplungs­ pedalstellung X eingetragen. Wie die Darstellung in Fig. 1 zeigt, besteht kein linearer Zusammenhang zwischen diesen Größen, sondern die Kennlinie umfaßt zwei lineare Kennlinienabschnitte, von denen ein erster linearer Kennlinienabschnitt 100a einem Rangierbereich mit niedrigeren Drücken im pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem und ein zweiter linearer Kenn­ linienbereich 102a einen normalen Kupplungsbereich mit höheren Pneuma­ tikdrücken im pneumatikzellenseitigen Kupplungssystem entspricht.

Wird das Kupplungspedal 86a gedrückt, so fällt der Solldruck zuerst stufenartig bei 104a um einen vorgegebenen Wert ab, woran sich dann der Kennlinienbereich 102a entsprechend dem normalen Kupplungsbereich anschließt, in dem der Druck Y stärker mit größer werdendem Kupplungs­ pedalweg X als im sich hieran anschließenden Kennlinienbereich 100a entsprechend dem Rangierbereich abfällt, bis schließlich der Druck auf Normaldruck abgefallen ist. Umgekehrt nimmt der Druck ausgehend vom Normaldruck mit kleiner werdendem Pedalweg X im Rangierbereich 100a zuerst langsam und dann im normalen Kupplungsbereich schneller zu. Im Rangierbereich und im normalen Kupplungsbereich 102a herrscht aber jeweils ein linearer Zusammenhang zwischen Druck Y und Pedalweg X.

Nachdem die Funktionsweise des Steuerventils 78a als solches vorab erläutert wurde, ist nun die Funktion der Reibungskupplung bzw. der Pneumatikzelle näher zu erläutern. Bei nicht gedrücktem Kupplungspedal herrscht im pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem und damit in der Pneumatikzelle 60a ein Maximaldruck, bei dem die Reibungsflächen 44a und 46a mit den Gegenreibungsflächen 48a und 50a im Reibungseingriff mit maximaler Drehmomentübertragung zwischen Kupplungsscheibe 20a und Schwungrad 60a stehen. Wird das Kupplungspedal 86a niedergedrückt, so läßt das Steuerventil 78a entsprechend der Pedalstellung X mehr und mehr Druckluft aus dem pneumatikzellenseitigen Pneumatiksystem ab, wodurch sich der Druck in der Pneumatikzelle 60a dementsprechend verringert mit entsprechender Verringerung des durch die Pneumatikzelle 60a ausgeübten Anpreßdrucks zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen. Da es beim Auskuppeln im allgemeinen nicht auf eine Dosierung der Drehmoment­ übertragung durch die Reibungskupplung ankommt, ist die Unterteilung der Kennlinie in Rangierbereich und normalen Kupplungsbereich für das Auskuppeln normalerweise ohne Bedeutung; durch den steileren normalen Kupplungsbereich 102a und den stufenartigen Druckabfall bei 104a wird aber insgesamt ein geringerer Kupplungspedalhub als herkömmlich möglich, und es kann beispielsweise der Kupplungspedalweg an den (kürzeren) Bremspedalweg angepaßt werden, um den Platzbedarf der Pedalanordnung in Fahrzeuglängsrichtung zu reduzieren.

Wird nach dem Auskuppeln wieder eingekuppelt, so ist es im allgemeinen (beispielsweise zum Anfahren) wünschenswert, die Drehmomentüber­ tragung durch die Reibungskupplung in einem Anfangsbereich des Wiederherstellens des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen zu dosieren. Hierzu ist der Rangierbereich 100a gegenüber dem normalen Kupplungsbereich 102a der Kennlinie weniger steil, so daß sich im Rangierbereich kleine Änderungen der Kupplungspedal­ stellung weniger stark auf den resultierenden Druck in der Druckmittelzelle und damit auf den Grad des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen 44a, 46a und Gegenreibungsflächen 48a, 50a als im normalen Kupplungs­ bereich auswirken. Damit kann insbesondere ohne Schwierigkeiten sanft angefahren werden.

Geht man davon aus, daß die Pneumatikzelle 60a ähnlich der Pneumatikzelle der Fig. 7 ausgebildet ist, wird mit zunehmendem Innendruck in der Pneumatikzelle 60a der (linke) Kupplungsbelag 40a in Richtung zum Abschnitt 34a des Schwungrad-Hauptteils 30a gedrückt, wobei nach Anlage des Kupplungsbelags 40a bzw. der von ihm getragenen Reibungs­ fläche 46a an der Gegenreibungsfläche 50a des Schwungrad-Hauptteils 30a mit weiter ansteigendem Innendruck die gesamte Kupplungsscheibe 20a in Richtung zum Getriebe gedrückt, also gegebenenfalls zum Getriebe hin verschoben wird, so daß auch der (rechte) Kupplungsbelag 38a bzw. die von ihm getragene Reibungsfläche 44a zur zugeordneten Gegenreibungs­ fläche 48a am zweiten Schwungradteil 32a verlagert wird. Auf diese Art und Weise wird der Reibungseingriff einerseits von Reibungsfläche 46a und Gegenreibungsfläche 50a und andererseits zwischen Reibungsfläche 44a und Gegenreibungsfläche 48a je nach Kupplungspedalstellung hergestellt.

Beim Wiedereinkuppeln wird die maximale Drehmomentübertragung schon am oberen Ende des Kennlinienbereichs 102a erreicht, an dem beispiels­ weise ein Druck von 3 bar in der Pneumatikzelle 60a herrscht. An den Kennlinienbereich 102a schließt sich dann der einem sprunghaften Anstieg des Pneumatikdrucks entsprechende Kennlinienbereich 104a an, in dem der Pneumatikdruck beispielsweise gegenüber den genannten 3 bar um 25% ansteigt, um für eine hohe Übertragungssicherheit zu sorgen. Man kann aber auch mit wesentlich höheren Enddrücken in der Pneumatikzelle 60a arbeiten, beispielsweise 7 bar.

In Fig. 2a ist eine Variante des Kupplungssystems der Fig. 1 gezeigt. Die Variante unterscheidet sich vom vorangehend beschriebenen System allein dadurch, daß das Steuerventil 58b die Führungsgröße mittels einer Signalleitung 110b in Form eines elektrischen Signals von einer elek­ tronischen Steuereinheit 114b erhält. Ein Kupplungspedal ist dement­ sprechend nicht vorgesehen. Bei der Steuereinheit 114b kann es sich beispielsweise um die Steuereinheit eines voll- oder halbautomatischen Fahrzeuggetriebes handeln.

Fig. 2b zeigt eine weitere Variante des Kupplungssystems der Fig. 1. Bei diesem Kupplungssystem 10c ist das Schwungrad 16c als Zwei-Massen- Schwungrad ausgebildet und umfaßt ein mit der Kurbelwelle 14c drehfest verbundenes Primärschwungrad 120c und ein über eine Torsionsdämp­ fungsanordnung 122c mit dem Primärschwungrad verbundenes Sekundär­ schwungrad 124c, das gegenüber dem Primärschwungrad 120c beschränkt verdrehbar ist. Das Sekundärschwungrad 124c umfaßt einen die Gegen­ reibungsfläche 50c aufweisendes erstes Schwungradteil 30c und ein damit starr verbundenes, die Gegenreibungsfläche 48c aufweisendes zweites Schwungradteil 32c. Die beiden Schwungradteile 30c und 32c des Sekundärschwungrads 124c entsprechen in ihrer Funktion in bezug auf das Zusammenwirken mit der Kupplungsscheibe 20c dem Schwungrad-Hauptteil 30a und dem zweiten Schwungradteil 32a des Kupplungssystems der Fig. 1. Hinsichtlich des Aufbaus und der Funktion der übrigen Komponenten des Kupplungssystems der Fig. 2b wird auf die Ausführungen zum System der Fig. 1 verwiesen.

Eine weitere Variante des Kupplungssystems der Fig. 1 ist in Fig. 3 gezeigt. Dieses Kupplungssystem unterscheidet sich vom System der Fig. 1 dadurch, daß die Kupplungsscheibe 20d eine Torsionsdämpfungsanordnung 130d aufweist, die zwischen der Kupplungsscheibennabe 54d und der Kupplungs­ mitnehmerscheibe 58d wirksam ist und eine beschränkte Verdrehung der Kupplungsmitnehmerscheibe 58d gegenüber der Kupplungsscheibennabe 54d zuläßt. Im Gegensatz zur Kupplungsscheibe 20a der Fig. 1 ist die Kupplungsmitnehmerscheibe 58d also nicht fest an der Kupplungsscheiben­ nabe 54d festgelegt. Die Kupplungsscheibennabe 54d weist auf beiden axialen Seiten der Kupplungsmitnehmerscheibe 58d jeweils einen sich in radialer Richtung erstreckenden Abschnitt 132d bzw. 134d auf, die die Kupplungsmitnehmerscheibe 58d in axialer Richtung abstützen und mit der Torsionsdämpfungsanordnung 130d zusammen wirken.

Der Rotor 26d des Drehübertragers 22d ist an der Kupplungsmitnehmer­ scheibe 58d festgelegt, so daß der Rotor 26d die durch die Kupplungsmit­ nehmerscheibe 58d ausgeführten Drehbewegungen einschließlich deren Torsionsschwingungen relativ zur Kupplungsscheibennabe 54d mitmacht. Die kupplungsscheibenseitige Pneumatikleitung 62d erstreckt sich dementprechend nur durch die Kupplungsmitnehmerscheibe 58d.

Zur Reduktion der vom Fahrzeugmotor über die Kupplungsscheibe 20d auf den Rotor 26d übertragenden Schwingungsamplituden könnte der Rotor auch über ein elastisches, eine Pneumatikleitung aufweisendes Zwischen­ element 58d mit der Kupplungsmitnehmerscheibe verbunden sein.

Ein weiteres Ausführungsbeispiel für ein erfindungsgemäßes Kupplungs­ system ist in Fig. 4 gezeigt. Bei dem Kupplungssystem 10e der Fig. 4 ist das Schwungrad 16e wie das Schwungrad 16c der Fig. 2 mit einer Torsionsdämpfungsanordnung 122e ausgebildet. Die Kupplungsscheibe 20e weist wie die Kupplungsscheibe 20a der Fig. 1 eine Kupplungsscheibennabe 54e und eine an dieser drehfest festgelegte Kupplungsmitnehmerscheibe 58e auf. Die Kupplungsscheibennabe 54e dient bei diesem Ausführungs­ beispiel gleichzeitig als Rotor 26e des Drehübertragers 22e, dessen Stator 24e gemeinsam mit der als Rotor 26e dienenden Nabe 44e einen Ringkanal 66e begrenzt. Die Pneumatikleitung 62e in der Kupplungsmitnehmerscheibe 58e erstreckt sich dementsprechend in radialer Richtung bis zur Kupplungs­ scheibennabe 54e und steht über die Pneumatikleitung 94e in der Kupp­ lungsscheibennabe 54e, den Ringkanal 66e, die Pneumatikleitungen 68e und 72e im Stator 24e und die Pneumatikleitung 76e mit dem Steuerventil 78e in Verbindung.

Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 4 ist zusätzlich ein Magnetventil 140e vorgesehen, das einen auf dem Stator 24e festgelegten Ringsolenoid 142e und ein dem Ringsolenoid 142e zugeordnetes, durch den Ringsolenoid 142e betätigbares Ventilelement 144e an der Kupplungsmitnehmerscheibe 58e umfaßt. Das Ventilelement 144e ist derart ausgebildet und angeordnet, daß es in einem ersten Ventilzustand die Pneumatikleitung 62e in der Kupplungs­ mitnehmerscheibe 58e unterbricht, so daß in diesem ersten Ventilzustand die Pneumatikzelle 60e abgeschlossen ist und ihren jeweiligen Expansions­ zustand beibehält. In einem zweiten Ventilzustand ist die Pneumatikleitung 42e durch das Ventilelement 144e nicht unterbrochen, so daß der Pneumatikzelle 60e Druckluft zugeführt werden kann, um diese zu expandieren, oder Druckluft aus der Pneumatikzelle 60e abgelassen werden kann, um diese zu kontrahieren.

Der Drehübertrager 22e umfassend die Kupplungsscheibennabe 44e und den Rotor 24e ist beim gezeigten Ausführungsbeispiel wie der Drehüber­ trager 22e der Fig. 1 mit Dichtungsringen 90e und 92e ausgeführt. Anstelle von Dichtungsringen könnte auch eine einfache Labyrinthdichtung vorgesehen sein, die an sich stets einen gewissen Druckluftverlust mit sich bringt, solange der Drehübertrager unter Druck steht. Ist bei einem Kupplungssystem mit einem derartigen Drehübertrager mit Labyrinth­ dichtung aber ein Magnetventil wie das Magnetventil 140e vorgesehen, kann der Druckluftverlust dadurch minimiert werden, daß am Drehübertrager nur dann Druckluft anliegt, wenn die Pneumatikzelle gegenüber ihrem momentanen Zustand expandiert oder stärker expandiert werden muß. Soll der momentane Expansionszustand der Druckmittelzelle beibehalten werden, so braucht nur die zur Druckmittelzelle führende Druckmittelleitung durch das Magnetventil unterbrochen zu werden, woraufhin keine weitere Druckluftzufuhr vom Steuerventil zum Drehübertrager mehr nötig ist. Um die Funktion des Magnetventils wie beschrieben auf die Funktion des Steuer­ ventils abzustimmen, kann das Magnetventil wie das Magnetventil 140e durch das Steuerventil angesteuert werden. In Fig. 4 ist hierzu eine gestrichelt dargestellte Steuerleitung 146e zwischen Steuerventil 78e und Magnetventil 140e eingezeichnet.

Ein weiteres Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kupplungs­ systems ist in Fig. 5 gezeigt. Bei diesem Kupplungssystem ist eine keine Druckmittelzelle aufweisende Kupplungsscheibe 20f mit einer Kupplungs­ 45255 00070 552 001000280000000200012000285914514400040 0002019750249 00004 45136scheibennabe 54f, einer Torsionsdämpfungsanordnung 130f und einer über die Torsionsdämpfungsanordnung 130f mit der Kupplungsscheibennabe 54f verbundene und gegenüber dieser beschränkt verdrehbaren Kupplungsmit­ nehmerscheibe 58f vorgesehen. Als Druckmittelzelle ist bei dieser Aus­ führungsform eine Pneumatikzelle 160f im Schwungrad 16f integriert. Das Schwungrad 16f weist wie das Schwungrad der Fig. 1 ein mit der Kurbelwelle 60f drehfest verbundenes Schwungrad-Hauptteil 30f und ein damit starr verbundenes zweites Schwungradteil 32f auf. Am Schwungrad- Hauptteil 30f ist ein bei den bisher beschriebenen Ausführungsformen nicht dargestellter Anlasserzahnkranz 162f vorgesehen. Die Pneumatikzelle 160f ist bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel im zweiten, getriebeseitigen Schwungradteil 32f vorgesehen und dient dazu, bei einer Expansion der Pneumatikzelle 160f die Gegenreibungsfläche 48f in axialer Richtung gegen den Kupplungsbelag 38f, also gegen die Reibungsfläche 44f, zu drücken. Die hierbei auf die Kupplungsscheibe 20f ausgeübten Kräfte in axialer Richtung bewirken, daß die Kupplungsscheibe 20f zur Herstellung des Reibungseingriffs zwischen Reibungsfläche 46f und Gegenreibungsfläche 50f in axialer Richtung hin zum Schwungrad-Hauptteil 30f bewegt wird.

Die Pneumatikzelle 160f kann wie die Pneumatikzelle 60 der vorangehend beschriebenen Ausführungsbeispiele als Zylinder-Kolben-Element, ins­ besondere mit Ringzylinder und Ringkolben, ausgebildet sein. Es wird hierzu auf das Ausführungsbeispiel der Fig. 7 bis 11 für eine Pneumatikzelle 60 in einer Kupplungsscheibe verwiesen, deren grundlegender Aufbau sich ohne weiteres auf eine Pneumatikzelle in einem Schwungrad übertragen läßt. Zweckmäßigerweise werden wie beim Ausführungsbeispiel der Fig. 5 die Kupplungsbeläge an der Kupplungsscheibe angeordnet, so daß in der Regel das Kolbenelement einer im Schwungrad vorgesehenen Pneumatikzelle keinen Kupplungsbelag tragen wird und mit seiner kupplungsscheibenseiti­ gen Oberfläche als Gegenreibungsfläche dient.

Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 5 wird die Pneumatikzelle 160f über eine Pneumatikleitung 62f in einem Verbindungselement 164f zwischen zweitem Schwungradteil 32f und Rotor 26f des Drehübertragers 22f mit Druckluft versorgt. Der Rotor 26f könnte auch einteilig oder integral mit dem zweiten Schwungradteil 32f ausgebildet sein.

Wie bei den Drehübertragern 22a, 22c, 22d, 22e der Fig. 1 bis 4 begrenzen der Stator 24f, genauer der Ringabschnitt 70f des Stators einerseits und der ringförmige Rotor 26f andererseits den Ringkanal 66f in radialer Richtung, wobei eine zur Drehachse A koaxiale kreiszylindrische Teilungsebene zwischen dem Rotor 26f und dem Statorringabschnitt 70f den Ringkanal 66f schneidet oder den Ringkanal 66f nach radial innen hin begrenzt.

Eine Variante des Kupplungssystems der Fig. 5 ist in Fig. 6 gezeigt. Das Kupplungssystem 10g der Fig. 6 unterscheidet sich vom Kupplungssystem 10d der Fig. 5 allein dadurch, daß der Drehübertrager 22g anders ausgebil­ det ist und die Kupplungsscheibennabe 55g getriebeseitig axial verkürzt ist, um für einen stationären (fahrzeugstationären) Teil 170g des Stators 24g Platz zu schaffen.

Der Stator 24g ist beim gezeigten Ausführungsbeispiel zweiteilig ausgebildet und umfaßt den stationären (fahrzeugstationären) Statorteil 160g, der also im Gegensatz zum Stator der vorangehend beschriebenen Drehübertrager axial feststeht, sowie ein axial bewegliches Statorteil 172g, das durch eine einerseits am stationären Statorteil 170g und andererseits am axial beweglichen Statorteil 172g angreifende Feder 174g in Richtung zum über das Verbindungselement 164g mit dem Schwungrad verbundenen Rotor 26g vorgespannt ist. Zwischen dem axial beweglichen Statorteil 172g und dem Rotor 26g ist der Ringkanal 66g ausgebildet, wobei der Rotor 66g und der axial bewegliche Statorteil 172g durch eine den Ringkanal 66g schneidende oder begrenzende, zur Drehachse A orthogonale Teilungsebene voneinander getrennt sind. Der Ringkanal 66g ist wie bei den vorangehen­ den Ausführungsbeispielen durch zwei Dichtungsringe 90g und 92g abgedichtet.

Ein weiterer Dichtungsring 176g ist zwischen dem stationären Statorteil 170g und dem axial beweglichen Statorteil 172g vorgesehen, um den Übergang zwischen der Pneumatikleitung 68g im axial beweglichen Statorteil 172g und der Pneumatikleitung 72g im stationären Statorteil 170g abzudichten.

Wie in der Fig. 6 zu erkennen, ist die Pneumatikleitung 72g des stationären Statorteils 170g im Übergangsbereich zur Pneumatikleitung 68g in axialer Richtung breiter ausgeführt. Hierdurch wird erreicht, daß Änderungen der relativen Axialstellung zwischen stationärem Statorteil 170g und axial beweglichem Statorteil 172g zu keiner Unterbrechung der Pneumatikver­ bindung durch den Stator 24g führen und auch der Flußwiderstand von dieser relativen Axialstellung unabhängig ist.

Hinsichtlich des axial beweglichen Statorteils 172g ist noch nachzutragen, daß dieses selbst aus zwei Teilen besteht, nämlich aus einem in eine nach radial außen hin offene, sich in axialer Richtung erstreckende Führungsnut 178g aufgenommenen Führungsteil 180g, an dem die Feder 174g angreift, und einem die Pneumatikleitung 68g aufweisenden Ringteil 182g. Das Ringteil 182g ist an dem Führungsteil 180g (es können auch mehrere Führungsteile in jeweiligen Führungsnuten um den Umfang des Ring­ abschnitts 70g des stationären Statorteils 170g vorgesehen sein) durch Sicherungsmittel 184g festgelegt, die eine vorgegebene relative Drehposi­ tion des axial beweglichen Statorteils 172g relativ zum Ringabschnitt 70g des stationären Statorteils 170g gewährleisten. Das stationäre Statorteil 170g ist mit seinem Anschlußabschnitt 74g an der Gehäuseglocke 28g befestigt.

In Fig. 7 ist eine Kupplungsscheibe 20h mit einer Pneumatikzelle 60h in Form einer Zylinder-Kolben-Anordnung gezeigt, und zwar deren radial äußerer, die Kupplungsbeläge 38h und 40h tragender Scheibenabschnitt, der zwischen den Gegenreibungsflächen 48h und 50h des Schwungrads 16h angeordnet ist. Vom Schwungrad 16h sind nur die die Gegenreibungs­ flächen aufweisenden Abschnitte gezeigt; es kann ansonsten wie das Schwungrad der Fig. 1 ausgebildet sein. Entsprechendes gilt für die Kupplungsscheibe 20h, die ansonsten wie die Kupplungsscheibe 20a der Fig. 1 ausgebildet sein kann.

Die Kupplungsmitnehmerscheibe 58h trägt auf ihrer einen axialen Seite, die zum Motor hin gerichtet ist, den die Reibungsfläche 46h aufweisenden Kupplungsbelag 40h. Der andere Kupplungsbelag 38h ist auf einem ringförmigen Kolbenelement (Ringkolbenelement) 200h auf dessen zum Getriebe hin gerichteten axialen Seite angebracht, welches Ringkolben­ element 200h in eine sich zum Getriebe hin öffnenden Ringausnehmung 202h axial verschiebbar aufgenommen ist. Zur Abdichtung eines durch das Ringkolbenelement 200h und Ausnehmungsbegrenzungswände 204h, 206h und 208h begrenzten Zylinderinnenraums 210h ist am radial inneren und radial äußeren Rand des Ringkolbenelements 200a jeweils ein Dichtungsring 212h bzw. 214h vorgesehen, der an der radial inneren Ausnehmungs­ begrenzungswand 208h bzw. der radial äußeren Ausnehmungsbegrenzungs­ wand 206h dichtend angreift.

Das Ringkolbenelement 200h ist zur Vereinfachung der Fertigung kreisring­ förmig mit einem kreisförmigen radialen Außenrand und einem kreisförmigen radialen inneren Rand ausgebildet, die zueinander koaxial sind. Dem entspricht die Ausbildung der Ringausnehmung 202h, so daß das Ringkol­ benelement 200h an sich gegenüber der Kupplungsmitnehmerscheibe 58h verdrehbar wäre. Um eine Verdrehung des Ringkolbenelements 200h relativ zur Kupplungsmitnehmerscheibe 58h zu verhindern und im eingekuppelten Zustand ein von der Gegenreibungsfläche 48h auf das Ringkolbenelement 200h übertragendes Drehmoment zur Kupplungsmitnehmerscheibe 58h zu übertragen, ist im Zylinderinnenraum eine Federanordnung 216h vor­ gesehen, die einerseits als Rückholfederanordnung zum Einziehen des Ringkolbenelements 200h in die Ringausnehmung 202h im Falle eines Ablassens der Druckluft aus dem Zylinderinnenraum 210h dient und andererseits die genannte Drehmomentübertragungs- und Verdrehsiche­ rungsfunktion ausübt. Die Federanordnung 216h kann eine oder mehrere Federn 218h entsprechend herkömmlichen Belagfedern umfassen. Die Feder 218h ist allerdings im Gegensatz zu herkömmlichen Belagfedern nicht vorgebogen, sondern plan und dementsprechend ist das Ringkolbenelement 200h mit dem darauf angebrachten Kupplungsbelag 28h nicht in Richtung zur zugeordneten Gegenreibungsfläche 58h vorspannt, sondern ist in entgegengesetzter Richtung im Sinne eines Aufhebens des Reibungseingriffs zwischen Reibungsfläche 44h und Gegenreibungsfläche 48h vorspannt. Fig. 7 zeigt die Anordnung aus Schwungrad 16h und Kupplungsscheibe 20h in einem Zustand, bei dem die Kupplung aufgrund eines Ablassens des Druckmittels aus dem Zylinderinnenraum 210h ausgerückt ist, die Reibungs­ flächen 44h, 46h und Gegenreibungsflächen 48h, 50h also außer Reibungs­ eingriff sind.

Hinsichtlich der Konstruktion der Kupplungsscheibe, insbesondere hinsicht­ lich des Anschlusses der Pneumatikleitung 62h an den Zylinderinnenraum 210h ist noch nachzutragen, daß dem Zylinderinnenraum 210h ein Ringkanal 220h vorgelagert ist, der über einen sich nach radial außen erstreckenden Ringspalt 222h mit dem Zylinderinnenraum 210h in Verbindung steht. Der Ringspalt 222h ist in axialer Richtung weniger breit als die Pneumatikleitung 62h, so daß es im ausgerückten Zustand zu keiner Verengung des Druckluftzugangs durch den Dichtungsring 214h kommt. Eine derartige Ausbildung mit Ringkanal 220h kommt insbesondere dann in Betracht, wenn die Kupplungsmitnehmerscheibe 58h aus zwei gesonderten Scheibenteilen hergestellt ist, zwischen denen die Pneumatikleitung 62h ausgebildet ist. Die Kupplungsmitnehmerscheibe 58h könnte aber auch ohne weiteres derart ausgebildet sein, daß die Pneumatikleitung 62h direkt in den Zylinderinnenraum 210h mündet.

Wird dem Pneumatikzylinder 60h Druckluft vom Steuerventil über den Drehübertrager zugeführt, so wird das Ringkolbenelement 200h in Richtung zur Gegenreibungsfläche 48h bewegt, bis der Reibungseingriff zwischen Gegenreibungsfläche 48h und Reibungsfläche 44h auf dem Kupplungsbelag 38h hergestellt ist, wobei eine weitere Druckmittelzufuhr zu einer Axialver­ lagerung der Kupplungsscheibe 20h in Richtung zur Gegenreibungsfläche 50h führt und schließlich auch der Reibungseingriff zwischen Reibungs­ fläche 46h auf dem Kupplungsbelag 40h und der Gegenreibungsfläche 50h hergestellt wird. Der Anpreßdruck zwischen Reibungsflächen 44h, 46h und Gegenreibungsflächen 48h, 50h hängt dann direkt vom Pneumatikdruck in dem Zylinderinnenraum 210h ab. Fig. 8 zeigt die Reibungskupplung 12h im eingerückten (eingekuppelten) Zustand mit Reibungseingriff zwischen Reibungsfläche 44h und Gegenreibungsfläche 48h einerseits und zwischen Reibungsfläche 46h und Gegenreibungsfläche 50h andererseits.

Die Fig. 7 und 8 zeigen die Kupplungsbeläge 38h und 40h im Neuzustand ohne Verschleiß. Werden die Kupplungsbeläge im Laufe des Betriebs abgenützt und dementsprechend dünner, so würde im ausgekuppelten Zustand (vgl. Fig. 7) der Axialabstand zwischen Reibungsflächen 44h und 46h einerseits und den zugeordneten Gegenreibungsflächen 48h und 50h andererseits entsprechend dem Belagabrieb vergrößert sein; es würde aus dem Belagabrieb also ein vergrößertes Lüftspiel resultiert. Wünschenswert ist es aber, das Lüftspiel vom Verschleißzustand der Kupplungsbeläge weitgehend unabhängig zu halten und also trotz Kupplungsverschleiß im ausgekuppelten Zustand im wesentlichen konstant bleibende Axialabstände zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen aufrechtzuerhalten, wie dies Fig. 9 für den ausgekuppelten Zustand entsprechend Fig. 7 für den Fall von etwa auf die halbe Belagdicke abgenutzten Kupplungsbelägen 38h' und 40h' zeigt. Wie aus einem Vergleich der Fig. 7 und 9 zu erkennen, sind die Axialabstände zwischen Reibungsflächen 44h, 46h und Gegenreibungs­ flächen 48h, 50h im ausgekuppelten Zustand gemäß Fig. 9 etwa gleich groß wie im ausgekuppelten Zustand entsprechend Fig. 7, obwohl die Kupplungs­ beläge 38h' und 40h' gegenüber den Kupplungsbelägen 38h und 40h der Fig. 8 stark abgenutzt sind und im Zylinderinnenraum 210h jeweils etwa der gleiche Druck herrscht. Dies kann durch eine in Fig. 9 nicht dargestellte Lüftweg-Begrenzungseinrichtung erreicht werden. Fig. 10 zeigt die Anordnung gemäß Fig. 9 im eingekuppelten Zustand, also im Falle einer Expansion der Pneumatikzelle 60h zum Herstellen des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen 44h, 46h und Gegenreibungsflächen 48h, 50h.

Fig. 11 zeigt ein Beispiel für eine bei der Pneumatikzelle 60h der Fig. 7 bis 10 verwendbare Lüftweg-Begrenzungseinrichtung, die verschleißabhängig den maximalen Lüftweg selbsttätig nachstellt.

Fig. 11 zeigt einen Schnitt durch einen radlal äußeren Bereich einer im wesentlichen der Kupplungsscheibe 20h der Fig. 7 bis 10 entsprechende Kupplungsscheibe mit einer radial äußeren Ausnehmungsbegrenzungswand 206i, die der Wand 206h des Ausführungsbeispiels gemäß Fig. 7 bis 10 entspricht. Die Wand 206i begrenzt zusammen mit weiteren nicht gezeigten Ausnehmungsbegrenzungswänden und dem im wesentlichen dem Ringkolbenelement 200h entsprechenden Ringkolbenelement 200i den Zylinderinnenraum 210i. Zwischen dem Ringkolbenelement 200i und der Ausnehmungsbegrenzungswand 206i ist ein dem Dichtungsring 212h entsprechender Dichtungsring 212i dichtend wirksam.

Auf der den Zylinderinnenraum 210i begrenzenden Innenseite 224i des Ringkolbenelements 200i trägt dieses einen der Ausnehmungsbegrenzungs­ wand 206i benachbarten Ringflansch 226i, der einen Sitz 228i für einen gummielastischen Federring 230i bildet. Durch den Sitz 228i ist der Federring 230i formschlüssig am Ringflansch 226i festgelegt.

Der Federring 230i greift mit einer radial äußeren kreiszylindrischen Ringfläche 223i an einer Innenumfangsfläche 234i der Ausnehmungs­ begrenzungswand 206i an, und zwar derart, daß die Ringfläche 232i und die Innenumfangsfläche 234i in definiertem Reibungseingriff stehen. Der Federring 230i ist insbesondere hinsichtlich der Größe der Ringfläche 232i und des Anpreßdrucks zwischen Ringfläche 232i und Innenumfangsfläche 234i derart ausgebildet und auf die Innenumfangsfläche 234i abgestimmt, daß während eines normalen Betriebs bei unverschlissenen Kupplungs­ belägen (Fig. 11 ist nur der Kupplungsbelag 38i eingezeichnet) die durch den Pneumatikinnendruck in dem Zylinderinnenraum 210i auf das Ringkol­ benelement 200i und den Federring 230i ausgeübten Kräfte beim Ein­ kuppeln und im eingekuppelten Zustand mit maximalem Pneumatikdruck im Zylinderinnenraum nicht ausreichen, die Haftreibung zwischen Ringfläche 232i und Innenumfangsfläche 234i zu überwinden und den Federring 230i zu verschieben. Auch reichen die von der in Fig. 11 nicht dargestellten Rückholfederanordnung auf das Ringkolbenelement 200i ausgeübten Kräfte in entgegengesetzter Axialrichtung nicht aus, diese Haftreibung zu überwinden. Die beim Einrücken bzw. Ausrücken der Kupplung erforderliche Axialbewegung des Ringkolbenelements 200i wird aber durch eine entsprechende Verformung, insbesondere Scherverformung, des Federrings 230i zugelassen. Der Federring 230i bildet dabei einen Anschlag für das Ringkolbenelement 200i für die Axialbewegung in das Innere des Zylin­ derinnenraums 210i beim Auskuppeln, so daß für eine wohldefinierte Lüftwegbegrenzung gesorgt ist. Um ein Anhaften des Federrings 230i an der Innenseite 224i des Ringkolbenelements 200i zu vermeiden, ist auf der Innenseite 224i im Bereich des Federrings 230i eine Riffelung 236i mit Verbindungskanälen 238i zum Zylinderinnenraum 210i vorgesehen, so daß in den Zylinderinnenraum 210 zugeführte Druckluft auf beiden axialen Seiten des Federrings 230i auf diesen wirkt. In Abweichung von der Ausführungsform gemäß Fig. 11 könnte der Federring 230i auch eine Dichtungsfunktion ausführen und den Dichtungsring 212i entbehrlich machen (hierzu dürften natürlich keine Verbindungskanäle 238i vorgesehen sein).

Sind hingegen die Kupplungsbeläge soweit abgenutzt, daß die normale durch den Federring 230i (und einen entsprechenden Federring am radial inneren Rand des Ringkolbenelements 200i, der mit einer der Ausnehmungs­ wand 208h entsprechenden Ausnehmungswand zusammenwirkt) zu­ gelassene Axialbewegung des Ringkolbenelements 200i nicht ausreicht, die Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen (in Fig. 11 ist nur die Reibungs­ fläche 44i gezeigt) in Reibungseingriff zu bringen, so steigen die zwischen der Innenumfangsfläche 234i und der Ringfläche 232i wirkenden Kräfte in axialer Richtung schließlich soweit an, daß die Haftreibung zwischen Ringfläche 232i des Federrings 230i und der Innenumfangsfläche 234i der Wand 206i überwunden wird und der Federring 203i in axialer Richtung mit dem Ringkolbenelement 200i in Richtung zu der der Reibungsfläche 44i zugeordneten Gegenreibungsfläche verschoben wird, bis der Reibungsein­ griff zwischen der Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche hergestellt ist. Wird bei einem nachfolgenden Auskuppeln die Druckluft wieder aus dem Zylinderinnenraum 210i abgelassen, so reichen die von der nicht gezeigten Rückholfederanordnung über das Ringkolbenelement 200i auf den Federring 230i ausgeübten Kräfte in axialer Richtung wiederum nicht aus, die Haftreibung zwischen Ringfläche 232i und Innenumfangs­ fläche 234i erneut zu überwinden, so daß der Federring 230i an der erreichten Axialposition stehen bleibt, also nicht in die ursprüngliche Axialposition zurückgeschoben wird. Der Federring 230i bildet nun wiederum einen Anschlag für das Ringkolbenelement 100 beim Auskup­ peln.

Im Zuge der sich nach und nach abnutzenden Kupplungsbeläge wandert der Federring 230i dementsprechend mehr und mehr in Richtung zu der der Reibungsfläche 44i zugeordneten Gegenreibungsfläche. Der zum Ver­ schieben des Federrings 230i erforderliche Innendruck P_v im Zylinderinnen­ raum 210i ist vorzugsweise größer als ein Pneumatikdruck P₁ im Zylin­ derinnenraum 210i, bei dem der Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen eine volle Drehmomentübertragung der Reibungskupplung gewährleistet. Wird eine volle Drehmomentübertragung bei einem Innendruck P₁ von etwa 3 bar erreicht, so könnte die Haftreibung zwischen Ringfläche 232i und Innenumfangsfläche 234i beispielsweise bei einem Innendruck P_v von 3,5 bar überwunden werden. Der Enddruck im Zylinderinnenraum im eingekuppelten Zustand könnte beispielsweise 4 bar oder auch 7 bar betragen.

Der Federring 230i sorgt also für eine wohldefinierte Lüftwegbegrenzung, indem er einen Anschlag für das Ringkolbenelement 200i bildet, wobei dieser Anschlag selbsttätig in Abhängigkeit vom Verschleiß der Kupplungs­ belege axial verschoben wird, um ein im wesentlichen konstantes Lüftspiel zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen vorzusehen.

In Fig. 11 ist noch eine Möglichkeit dargestellt, wie die Kupplungsbeläge (hier der Kupplungsbelag 44i) sicher auf dem Ringkolbenelement bzw. einem sonstigen Belagträger, insbesondere die Ausnehmungsbegrenzungswand 204h des Ausführungsbeispiels gemäß Fig. 7 bis 10, angebracht werden kann, ohne die Dichtheit des Zylinderinnenraums zu gefährden. Der Kupplungsbelag 28i ist auf das Ringkolbenelement 200i mittels aus dem Ringkolbenelement 200i "herausgezogenen" Nieten 240i aufgenietet, wobei "herausgezogen" heißt, daß die Nieten 240i durch lokale plastische Verformung des Ringkolbenelements 200i aus dessen Material gebildet sind und dementsprechend mit dem Ringkolbenelement 200i einteilig sind. Im Bereich der Nieten 240i können somit keine Undichtigkeiten auftreten.

Ein weiteres Ausführungsbeispiel für eine Kupplungsscheibe mit Pneumatik­ zelle ist in Fig. 12 gezeigt. Die Kupplungsscheibe 20j weist eine Kupplungs­ mitnehmerscheibe 58j auf, die auf ihrer axialen, zur Gegenreibungsfläche 50j des Schwungrads 16j einen Kupplungsbelag 40j mit der Reibungsfläche 46j trägt. Der andere Kupplungsbelag 38j mit der Reibungsfläche 44j ist auf einer im wesentlichen axial hin zur Gegenreibungsfläche 28j gerichteten Oberfläche einer Feder 250j einer Rückholfederanordnung 252j angebracht. Die Feder 250j ist mittels Befestigungsmitteln 254j (Schrauben, Nieten oder dergleichen) an der Kupplungsmitnehmerscheibe 58j befestigt. Die Feder 250j weist drei Abschnitte auf: an einen radial inneren, zur Kupplungsmit­ nehmerscheibe 58j parallelen Randabschnitt 256j, mit dem die Feder an der Kupplungsmitnehmerscheibe befestigt ist, schließt sich ein mittlerer, sich schräg nach radial außen und axial in Richtung zur Gegenreibungsfläche 58j erstreckender Mittelabschnitt 258j an. Hieran schließt sich dann ein den Kupplungsbelag 38j tragender, sich im wesentlichen parallel zur Gegen­ reibungsfläche 48j erstreckender, radial äußerer Randabschnitt 260j an. Die Feder 250j ist derart gebogen, daß der radial äußere Randabschnitt 260j in Richtung zur Kupplungsmitnehmerscheibe 58j vorgespannt ist, also im Sinne eines Aufhebens des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen 44j, 46j und Gegenreibungsflächen 48j, 50j.

Zwischen dem radial äußeren Randabschnitt 260j der Feder 250j und dem den Kupplungsbelag 40j tragenden, radial äußeren Randabschnitt 262j der Kupplungsmitnehmerscheibe 58j ist ein als Pneumatikzelle dienender Ringschlauch 60j, beispielsweise aus Viton oder Silikonelastomer (die Eignung eines Materials hängt vor allem von den Temperaturverhältnissen in der Reibungskupplung ab), angeordnet.

Der durch Druckluftzufuhr in den Schlauchinnenraum 264j des Schlauchs 60j in axialer Richtung expandierbare Schlauch 60j drückt je nach Druck im Schlauchinnenraum 264j den radial äußeren Randabschnitt 262j der Feder 250j mehr oder weniger in Richtung zur Gegenreibungsfläche 48j, um den Reibungseingriff zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen herzustellen. Wird umgekehrt die Druckluft aus dem Schlauchinnenraum abgelassen, wird der Schlauch 60j durch die von der Feder 250j auf ihn ausgeübten Druckkräfte wieder komprimiert.

Wie die Rückholfederanordnung der bisher beschriebenen Ausführungsbei­ spiele dient die Rückholfeder 250j bzw. die gesamte Rückholfederanordnung 252j zur Drehmomentübertragung zwischen Kupplungsbelag 38j und der Kupplungsmitnehmerscheibe 58j. Ein wesentlicher Unterschied besteht allerdings darin, daß diese Drehmomentübertragung gewissermaßen an der Pneumatikzelle 60j vorbei geschieht, diese also nur auf Druck in axialer Richtung belastet wird, nicht aber Torsionskräften ausgesetzt ist. Dement­ sprechend kann als Pneumatikzelle ein relativ einfacher Ringschlauch 60j dienen.

Bei den Federn 250j der Rückholfederanordnung 252j kann es sich wiederum um Federn ähnlich herkömmlicher Belagfedern handeln, die allerdings anders gebogen sind, um sie im Sinne eines Aufhebens des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen vorzuspannen.

Bei der Kupplungsscheibe gemäß Fig. 12 ist eine axiale Verschiebung der Kupplungsscheibe 20j in Richtung zur Gegenreibungsfläche 50j erforderlich, um den Reibungseingriff zwischen Reibungsfläche 46j des Reibungsbelags 40j (motorseitiger Kupplungsbelag) und der Gegenreibungsfläche 50j herzustellen. Fig. 13 zeigt ein Beispiel für eine Kupplungsscheibe 20k, bei der sowohl der getriebeseitige Kupplungsbelag 38k als auch der motorsei­ tige Kupplungsbelag 40k auf einer jeweiligen Feder 250k bzw. 270k einer Rückholfederanordnung 252k bzw. 272k angebracht ist. Die beiden Federn 250k und 270k sind jeweils im wesentlichen wie die Feder 250j des Ausführungsbeispiels der Fig. 12 ausgebildet, weisen also einen an der Kupplungsmitnehmerscheibe 58k mittels Befestigungsmitteln 254k bzw. 274k befestigten radial inneren Randabschnitt 256k bzw. 276k, einen sich hieran anschließenden und sich nach radial außen und in axialer Richtung von der Kupplungsmitnehmerscheibe 78k weg erstreckenden Mittelabschnitt 268k bzw. 278k und einen sich hieran anschließenden, den Kupplungsbelag 38k bzw. 40k tragenden radial äußeren Randabschnitt 260k bzw. 280k auf.

Die beiden Federn 250k und 270k sind symmetrisch ausgebildet, so daß bei einer Expansion des zwischen den beiden radial äußeren Randabschnitten 260k und 280k angeordneten Ringschlauchs 60k die Kupplungsbeläge 38k und 40k symmetrisch in axialer Richtung zur jeweils zugeordneten Gegenreibungsfläche verlagert werden, so daß eine axiale Verschiebbarkeit der Kupplungsscheibe 20k nicht erforderlich ist. Um Fertigungstoleranzen ausgleichen zu können und die Kupplungsscheibe schnell montieren zu können, wird man gegebenenfalls eine schwergängige Verschiebbarkeit der Kupplungsscheibe entlang der Getriebeantriebswelle vorsehen, so daß eine selbsttätige Zentrierung der Kupplungsscheibe zwischen den beiden Gegenreibungsflächen des Schwungrads erfolgt. Nach erfolgter Zentrierung der Kupplungsscheibe wird die Kupplungsscheibe dann beim Einkuppeln und Auskuppeln axial nicht weiter bewegt.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Reibungskupplung mit einer Druckmittelzelle, insbesondere Pneumatikzelle, wird ein wesentlich gleichmäßigerer Anpreßdruck zwischen Reibungsflächen und Gegen­ reibungsflächen erreicht, so daß die Kupplungsbeläge wesentlich gleichmä­ ßiger abgenutzt werden. Gegenüber herkömmlich höher belasteten und als erstes abgenutzten Belagstellen kann eine Verminderung des Verschleißes (Verschleißvolumen) um eventuell sogar bis zu 50% erwartet werden.

Dementsprechend ist die Lebensdauer der Kupplungsbeläge wesentlich vergrößert.

Aufgrund des gleichmäßigen Anpreßdrucks der Beläge bzw. der Reibungs­ flächen und Gegenreibungsflächen gewinnt aber eine inhärente Ungleichmä­ ßigkeit des Belagverschleißes an Bedeutung. Der Verschleiß läßt sich durch einen Verschleißparameter charakterisieren, der proportional zum Anpreß­ druck und der Relativgeschwindigkeit zwischen aneinander reibenden Flächen proportional ist. Die Relativgeschwindigkeit ist nun aber proportional zum Radialabstand der jeweiligen Flächenabschnitte von der Drehachse (Geschwindigkeit = Winkelgeschwindigkeit × Radius). Ein auch über die Ausdehnung der Kupplungsbeläge in radialer Richtung im wesentlichen konstanter Verschleißparameter kann dadurch erreicht werden, daß der Anpreßdruck zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen nach radial außen hin abnimmt, um die Zunahme der Relativgeschwindigkeit auszugleichen. Die sehr schematischen Fig. 14 bis 16 zeigen drei Aus­ führungsbeispiele, bei denen durch eine schräge Anordnung und axiale Federung einer mittels einer Druckmittelzelle, insbesondere Pneumatikzelle, bewegbaren Reibungsfläche ein nach radial außen hin abnehmender Anpreßdruck zwischen der Reibungsfläche und der ihr zugeordneten Gegenreibungsfläche erreicht wird.

Fig. 14 zeigt einen radial äußeren Abschnitt einer Kupplungsscheibe 20l, die eine Ringausnehmung 202l aufweist, in die ein Ringkolbenelement 200l axial verschiebbar zur Ausbildung eines Zylinder-Kolben-Elements aufgenom­ men ist, das als Pneumatikzelle dient. Das Ringkolbenelement 200l trägt einen Kupplungsbelag 38l, dessen Dicke nach radial außen hin (in Richtung nach oben in Fig. 14) abnimmt, so daß der Kupplungsbelag eine schräge Reibungsfläche 44l aufweist, deren Abstand zur zugeordneten Reibungs­ fläche 48l des Schwungrads 16l nach radial außen zunimmt.

Wird dem Zylinderinnenraum 210l Druckluft zugeführt zur Expansion der Druckmittelzelle 60l, so wird der eine gewisse Eigenelastizität aufweisende Kupplungsbelag 38l zuerst radial weiter innen an der Gegenreibungsfläche 48l zur Anlage kommen. Bei weiterer Erhöhung des Innendrucks in der Druckmittelzelle 60l wird der Kupplungsbelag 38l in seinem radial inneren Bereich zunehmend zusammengedrückt, so daß auch radial weiter außen liegende Flächenbereiche der Reibungsfläche 44l mit der Gegenreibungs­ fläche 48l in Reibungseingriff treten.

Das Ringkolbenelement 200l ist in der Ringausnehmung 202l derart geführt, daß eine Verkippung des Ringkolbenelements relativ zur Kupplungsmit­ nehmerscheibe 58l nicht auftreten kann. Dementsprechend ergeben sich radial weiter innen größere Anpreßkräfte zwischen aneinander anliegenden Flächenabschnitten der Reibungsfläche 44l und der Gegenreibungsfläche 48l als radial weiter außen. Der im Querschnitt wie beschrieben keilförmig ausgebildete Kupplungsbelag 38l und dessen Elastizität bewirken also eine Verteilung der durch die Druckluft im Zylinderinnenraum 210l auf das Ringkolbenelement 200l ausgeübten Druckkräfte derart, daß radial weiter innen ein größerer Anteil über die aneinander anliegenden Flächenabschnitte von Reibungsfläche und Gegenreibungsfläche auf das Schwungrad 16l übertragen wird als radial weiter außen. Elastizität und Form des Kupplungs­ belags kann derart gewählt sein, daß sich gerade ein umgekehrt proportional zum Radialabstand von der Drehachse abnehmender Anpreßdruck zwischen in Reibungseingriff stehenden Flächenabschnitten ergibt, so daß ein im wesentlichen konstanter Verschleißparameter erreicht wird.

Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 14 ist nur der getriebeseitige Kupplungsbereich 38l gezeigt. Der motorseitige Kupplungsbelag ist nicht eingezeichnet; er könnte symmetrisch zu einer zur Drehachse orthogonalen Symmetrieebene S der Kupplungsscheibe ausgebildet und mittels einer gesonderten Zylinder-Kolben-Einheit der Kupplungsscheibe axial bewegbar sein.

Beim Ausführungsbeispiel der Fig. 15 weist der die Reibungsfläche 44m tragende Kupplungsbelag 38m zwar eine konstante Dicke auf, ist dafür aber auf einem am Ringkolbenelement 200m gehaltenen Federelement 290m angebracht, das an einem radial äußeren Abschnitt des Ringkolbenelements 200m befestigt ist und sich schräg nach radial innen und in axialer Richtung zur Gegenreibungsfläche 48m erstreckt. Bei einer Expansion der Pneumatik­ zelle durch Zufuhr von Druckluft kommt der Kupplungsbelag 28m wie beim Ausführungsbeispiel der Fig. 14 zuerst an seinen radialen inneren Flächen­ bereichen in Kontakt mit der Gegenreibungsfläche 48m. Im Zuge einer Steigerung des Drucks in der Pneumatikzelle 60m kommt es zu einer elastischen Biegeverformung des Federelements 290m, wobei zunehmend auch weiter radial außen liegende Flächenabschnitte der Reibungsfläche 44m und der Gegenreibungsfläche 48m in Reibungskontakt treten. Aufgrund der Biegeelastizität des Federelements kommt es wie beim Ausführungsbeispiel der Fig. 14 zu einer Verteilung des Anpreßdrucks zwischen Reibungsfläche 44m und Gegenreibungsfläche 48m derart, daß der Anpreßdruck nach radial außen hin abnimmt.

Ein weiteres Ausführungsbeispiel für eine Kupplungsscheibe mit Druck­ mittelzelle, insbesondere Pneumatikzelle, ist in Fig. 16 gezeigt. Bei der Kupplungsscheibe 20n der Fig. 16 ist im Gegensatz zu den Ausführungsbei­ spielen gemäß Fig. 14 und Fig. 15 das Ringkolbenelement 200n selbst teilweise als Federelement ausgebildet, um für eine den Belagverschleiß vergleichmäßigende Verteilung der Anpreßkraft zwischen der Reibungs­ fläche 44n und der (nicht gezeigten) zugeordneten Gegenreibungsfläche zu sorgen. Der unmittelbar auf dem Ringkolbenelement 200n angebrachte Kupplungsbelag 38n ist im Querschnitt ähnlich wie beim Beispiel der Fig. 15 schräg angeordnet, so daß zwischen der Reibungsfläche 45n und ihrer zugeordneten Gegenreibungsfläche im ausgekuppelten Zustand ein nach radial außen hin zunehmender Axialabstand besteht.

Wie in Fig. 16 zu sehen, umfaßt das Ringkolbenelement 200n einen radial innenliegenden Gleitring 300n mit an der radial inneren Umfangsfläche der Ringausnehmung 202n anliegendem Dichtungsring 302n sowie einen radial äußeren Gleitring 304n mit einem an der radial äußeren Innenumfangsfläche der Ringausnehmung 202n anliegendem Dichtungsring 306n.

Ein den Kupplungsbelag 38n tragendes, den Zylinderinnenraum 210n begrenzendes, ringförmiges Federelement 308n ist am radial inneren Gleitring 300n befestigt, erstreckt sich von dort schräg nach radial außen und axial weiter ins Innere der Ringausnehmung 202n und erstreckt sich schließlich mit einem freien Ende 310n in eine Aufnahmenut 312n des radial äußeren Gleitrings 304n. Das freie Ende 310n kann je nach der vom Druck in der Pneumatikzelle 60n abhängenden elastischen Verbiegung des Federelements 308n in Richtung zur zugeordneten Gegenreibungsfläche hin, mehr oder weniger tief in die Nut 312n eingreifen. Zur Abdichtung ist eine zwischen dem freien Ende 310n und dem Gleitring 304n wirksame Dichtung 314n vorgesehen.

Die drei Ausführungsbeispiele gemäß Fig. 14 bis Fig. 16 haben gemeinsam, daß die Reibungsfläche jeweils von einem elastischen Trägerelement getragen ist, im Falle der Fig. 14 vom kompressionselastischen Kupplungs­ belag 38l und im Falle der Fig. 15 und 16 von der biegeelastischen Feder 290m bzw. von einem biegeelastischen Teil des Ringkolbenelements 200n.

Die Ausführungsbeispiele der Fig. 14 bis 16 machen deutlich, daß hinsichtlich der Erzielung der nach radial außen hin abnehmenden Anpreß­ kräfte zwischen Reibungsfläche und Gegenreibungsfläche zwei Möglichkei­ ten bestehen, wobei die beiden Möglichkeiten gegebenenfalls auch nur zwei unterschiedlichen Betrachtungsweisen des gleichen technischen Sach­ verhalts entsprechen.

Eine erste Möglichkeit besteht darin, die insgesamt durch die Pneumatikzelle ausgeübten Druckkräfte in axialer Richtung derart auf die Reibungsfläche oder Gegenreibungsfläche zu verteilen, daß sich die gewünschte orts­ abhängige Anpreßkraft zwischen Reibungsfläche und Gegenreibungsfläche ergibt. Diese Betrachtungsweise bietet sich bei den Beispielen gemäß Fig. 14 und Fig. 15 an. Hier wird die insgesamt durch die Druckluft auf das Ringkolbenelement 200l bzw. 200m ausgeübte Druckkraft in axialer Richtung durch die schräge Anordnung der Reibungsfläche 44l bzw. 44m und die Elastizität des Kupplungsbelags 38l bzw. des Federelements 290m derart auf die aneinander anliegenden Flächenabschnitte von Reibungsfläche und Gegenreibungsfläche verteilt, daß der Anpreßdruck nach radial außen hin abnimmt.

Diese Betrachtungsweise ist entsprechend auch beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 16 möglich. Ein anderer Ansatz besteht darin, von den Anpreßdruck zwischen Reibungsfläche und Gegenreibungsfläche ver­ mindernden Gegenkräften auszugehen, die entsprechend der Abnahme des Anpreßdrucks nach radial außen hin zunehmen müssen. Derartige Gegen­ kräfte werden beim Ausführungsbeispiel der Fig. 16 durch das Federelement 308n im Zuge seiner elastischen Verbiegung beim Einkuppeln aufgebaut und sie reduzierten, beispielsweise an einem radial weiter außen liegenden Flächenabschnitt der Reibungsfläche 44n den Anpreßdruck zwischen diesem Flächenabschnitt und einem anliegenden Flächenabschnitt der zugeordneten Gegenreibungsfläche gegenüber dem an sich durch das Druckmittel, hier die Druckluft, in axialer Richtung im Bereich des genannten Flächenabschnitts auf das Federelement 308n ausgeübten Druck in axialer Richtung.

Das anhand der Fig. 15 bis 16 erläuterte Funktionsprinzip einer Druckmittel­ zelle mit örtlich variierendem Anpreßdruck zum Erzielen eines gleichmäßigen Kupplungsverschleißes läßt sich ohne weiteres auch bei einer in einem Schwungrad vorgesehenen Pneumatikzelle (allgemein Druckmittelzelle) anwenden.

Die hier gezeigten Ausführungen einer Druckmittelzelle, hier Pneumatikzelle, dienen nur als Beispiel und es sind diverse andere Konstruktionen denkbar. Beispielsweise könnte die Druckmittelzelle von Stahlmembranen gebildet sein, die einerseits höchsten Anforderungen an Temperaturbeständigkeit und Dichtheit genügen und andererseits auch die Rückholfederfunktion erfüllen können. Aber auch mit den gezeigten Zylinder-Kolben-Elementen wird eine normalen Anforderungen genügende Temperaturbeständigkeit und Dichtheit erreicht. Für eine hohe Temperaturbeständigkeit wird vorgeschla­ gen, daß die jeweils verwendeten Dichtringe und dergleichen aus Viton oder Silikonelastomer hergestellt sind.

Grundsätzlich wird durch den integralen Aufbau des Schwungrads ohne bewegliche Teile und ohne Tangentialfedern (Streps) und dergleichen eine wesentlich bessere Wärmeableitung über das Schwungrad zu dessen Außenflächen erreicht, so daß die Temperaturen an der Kupplungsbelag­ oberfläche geringer und vor allem gleichmäßiger sind. Auch die Wärmekapa­ zität des Schwungrads läßt sich aufgrund der vereinfachten Ausbildung reduzieren, so daß die Wärmeableitung wesentlich besser steuerbar ist.

Hinsichtlich der Befestigung der Kupplungsbeläge wurde als ein Beispiel die Vernietung durch aus dem Material herausgezogenen Nieten erwähnt. Je nach Ausbildung der Druckmittelzelle können auch normale Nieten verwendet werden. Als weitere Befestigungsmöglichkeit der Beläge ist zu erwähnen, daß diese auch angeklebt sein können.

Wird auf eine axiale Federung der Kupplungsbeläge verzichtet, so erfolgt eine Bewegung der Kupplungsbeläge nur noch innerhalb der Belagelastizität (typischerweise in der Größenordnung von 0,1 mm bis 0,2 mm). Zusätzlich ist noch ein aufgrund der erfindungsgemäß möglichen höheren Präzision des Anpreßplattenabstands (Abstand zwischen den Gegenreibungsflächen) gegenüber heutigen Reibungskupplungen wesentlich reduzierter Freigang von beispielsweise 0,05 mm zu berücksichtigen, der gewährleistet, daß beim ausgekuppelten Zustand kein Moment übertragen wird. Bei einer erfindungsgemäßen Lkw-Kupplung mit einem Durchmesser von 360 mm liegt das Luftvolumen pro Betätigung beispielsweise bei 20 cm³, das sich nach einer Abnutzung der Kupplungsbeläge entsprechend etwa 3 mm Verschleißweg ungefähr auf 200 cm³ vergrößert. Die beim Einkuppeln zu bewegenden Massen sind gegenüber heutigen Reibungskupplungen wesentlich reduziert, so daß sich entsprechend niedrige Einkuppel- und Auskuppelzeiten ergeben.

Zusammenfassend betrifft die Erfindung ein Kupplungssystem mit einer Reibungskupplung, umfassend eine Kupplungsscheibe mit Reibungsflächen sowie umfassend eine Trägeranordnung mit den Reibungsflächen zugeord­ neten Gegenreibungsflächen. Erfindungsgemäß ist eine durch Druckmittel­ zufuhr expandierbare Druckmittelzelle der Kupplungsscheibe oder der Trägeranordnung vorgesehen, die zum Herstellen des Reibungseingriffs zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen dient.

Claims (48)

1. Kupplungssystem mit einer Reibungskupplung, insbesondere Kraftfahrzeug-Kupplungssystem (10) mit einer Reibungskupplung (12) zum Anordnen im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs - insbesondere Nutzkraftfahrzeugs - zwischen einer Brennkraftmaschine und einem Getriebe, die Reibungskupplung (12) umfassend:

• - wenigstens eine mit einer ersten Drehwelle, insbesondere Getriebeantriebswelle (18), drehfest verbundene oder verbindbare, um eine zur ersten Drehwelle im wesentlichen koaxiale Drehachse (A) drehbare Kupplungsscheibe (20) mit beidseitig der Kupplungs­ scheibe jeweils wenigstens einer wenigstens näherungsweise axial gerichteten Reibungsfläche (44, 46),
• - eine mit einer zweiten Drehwelle, insbesondere Kurbelwelle (14), drehfest verbundene oder verbindbare Gegenreibungsflächen- Trägeranordnung (16) mit den Reibungsflächen (44, 46) der Kupplungsscheibe (20) jeweils zugeordneten, wenigstens näherungsweise axial gerichteten Gegenreibungsflächen (48, 50), zwischen die die Kupplungsscheibe (20) mit ihren Reibungsflächen (44, 46) aufgenommen ist,

gekennzeichnet durch
wenigstens eine durch Druckmittelzufuhr expandierbare Druckmittel­ zelle (60a; 60c; 60d; 60e; 160f; 160g; 60h; 60i; 60j; 60k; 60l; 60m; 60n) der Kupplungsscheibe (20a; 20c; 20d; 20e; 20h; 20i; 20j; 20k; 20l; 20m; 20n) oder der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung (16f; 16g) zum Herstellen des Reibungseingriffs zwischen Reibungs­ flächen (44, 46) und Gegenreibungsflächen (48, 50).

2. Kupplungssystem nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die in axialer Richtung durch Druckmittelzufuhr expandierbare Druck­ mittelzelle (60; 160h) bei der Expansion mit wenigstens einer ersten, einen Zelleninnenraum (210h, . . .) in axialer Richtung begrenzenden Druckmittelzellenwand (200h; 200i; 60j; 60k; 200l; 200m; 200n) zur axialen Verlagerung einer Reibungsfläche (44) oder Gegenreibungs­ fläche (48) auf diese wirkt.

3. Kupplungssystem nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Zellenwand (200h; 200i; 200l; 200m; 200n) die Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche aufweist oder ein die Reibungsfläche bzw. Gegenreibungsfläche aufweisendes Reibungselement (38h; 38i; 38l; 38m; 38n) trägt.

4. Kupplungssystem nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß entweder ein erstes Reibungsflächenpaar aus Reibungsfläche (46a; 44f; 44h; 44i; 44j; 44l; 44m; 44n) und zugeordneter Gegenreibungs­ fläche (50a; 48f; 48h; 48i; 48j; 48l; 48m) unmittelbar durch eine Axialverschiebung der Reibungsfläche (46a; 44h; 44i; 44j; 44l; 44m; 44n) relativ zur Kupplungsscheibe (20a; 20h; 20i; 20j; 20l; 20m; 20n) oder/und durch Axialverschiebung der Gegenreibungsfläche (48f) relativ zu einem Trägerelement (16f; 16g) der Gegenreibungs­ flächen-Trägeranordnung aufgrund einer Expansion der Druckmittel­ zelle in Reibungseingriff bring bar ist, und ein von dem ersten Reibungsflächenpaar in axialem Abstand angeordnetes zweites Reibungsflächenpaar aus Reibungsfläche (44a; 46h; 48j) und zugeordneter Gegenreibungsfläche (48a; 50h; 50j) mittelbar durch eine bei einer Expansion der Druckmittelzelle über das erste Reibungs­ flächenpaar induzierte Axialverlagerung der Kupplungsscheibe oder eines Kupplungsscheibenabschnitts in Reibungseingriff bringbar ist, oder daß alle Reibungsflächenpaare aus Reibungsfläche (44k bzw. 46k) und zugeordneter Gegenreibungsfläche unmittelbar durch eine Axialverschiebung der Reibungsfläche relativ zur Kupplungsscheibe (20k) oder/und durch Axialverschiebung der Gegenreibungsfläche relativ zu einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen-Träger­ anordnung aufgrund einer Expansion der wenigstens einen Druck­ mittelzelle (60k) in Reibungseingriff bringbar sind und die Kupplungs­ scheibe im Betrieb an der ersten Drehwelle axial im wesentlichen stationär angeordnet ist, gegebenenfalls an der Drehwelle nicht oder nur schwer axial verschiebbar ist.

5. Kupplungssystem nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmittelzelle (60; 160) einen bis auf einen Druckmittelanschluß abgeschlossenen Zelleninnenraum aufweist.

6. Kupplungssystem nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine der Druckzelle (60h; 60j; 60k) zugeordnete, durch eine Expansion der Druckzelle spannbare Federanordnung (216h; 252j; 252k, 272k) vorgesehen ist, durch die die Druckmittelzelle unter Lösen des Reibungseingriffes zwischen Reibungsflächen und Gegenreibungsflächen kontrahierbar ist.

7. Kupplungssystem nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Federanordnung wenigstens eine in einem Zelleninnenraum der Druckmittelzelle (60h) angeordnete Rückholfeder (216h) aufweist.

8. Kupplungssystem nach einem der vorangehenden Ansprüche, da­ durch gekennzeichnet, daß die Druckmittelzelle (60; 160) ringförmig und zur Drehachse im wesentlichen koaxial ausgebildet ist, vorzugs­ weise mit einer wenigstens eine Zellenwand oder wenigstens ein eine Reibungsfläche oder Gegenreibungsfläche aufweisendes Reibungs­ element gegen eine Verdrehung relativ zur Kupplungsscheibe bzw. zu einem Trägerelement der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung abstützenden Rückholfederanordnung (216h; 252j; 252k; 272k).

9. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Reibungsfläche (44l; 44m; 44n) oder/und eine Gegenreibungsfläche eines Reibungsflächenpaares aus Reibungsfläche und zugeordneter Gegenreibungsfläche wenigstens bereichsweise axial derart gefedert ist, daß die örtliche Verteilung des Anpreßdrucks zwischen der Reibungsfläche und der Gegenreibungs­ fläche nach radial außen hin abnimmt.

10. Kupplungssystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Federung der Reibungsfläche (44l; 44m; 44n) oder/und der Gegenreibungsfläche eine dem Druck der Druckmittelzelle entgegen­ wirkende, die Reibungsfläche bzw. die Gegenreibungsfläche entla­ stende Kraft erzeugt, die nach radial außen hin zunimmt, um die örtliche Verteilung des Anpreßdrucks zu erhalten.

11. Kupplungssystem nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekenn­ zeichnet, daß zwischen der Reibungsfläche (44l; 44m; 44n) und der Gegenreibungsfläche des Reibungsflächenpaars im ausgekuppelten Zustand zumindest bereichsweise nach radial außen hin ein zuneh­ mender Axialabstand besteht, wobei die Reibungsfläche oder/und die Gegenreibungsfläche dieses Reibungsflächenpaars von einem kompen­ sions- oder biegeelastischen Trägerelement (38l; 290m; 308n) getragen ist.

12. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Verlauf der Reibungsfläche (44l; 44m; 44n) und der Gegenreibungsfläche und die axiale Federung derart aufeinander abgestimmt sind, daß über die im Reibungseingriff stehenden Flächenabschnitte des Reibungsflächenpaars der resultie­ rende Anpreßdruck wenigstens näherungsweise umgekehrt proportio­ nal zum Radialabstand von der Drehachse nach radial außen hin abnimmt.

13. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmittelzelle (60h; 60i; 60j; 60k) im wesentlichen die einzige axialelastische Komponente ist, die im Anpreßkraftweg der Reibungsflächenpaare aus Reibungsflächen und zugeordneten Gegenreibungsflächen seriell enthalten ist.

14. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Bildung einer verschleißabhängig selbsttätig nachstellenden Lüftwegbegrenzungseinrichtung zwischen einem mittels der Druckmittelzelle (60i) axial bewegbaren, die Reibungsfläche (44i) oder Gegenreibungsfläche tragenden Träger­ element (200i) einerseits und einem relativ zur Druckmittelzelle stationären Stützelement (206i) andererseits ein Federelement (230i) eingespannt ist, welches an einem (200i) der Elemente - Träger­ element und Stützelement - befestigt ist und am anderen (206i) der beiden Elemente reibschlüssig oder formschlüssig, jedoch axial beweglich abgestützt ist.

15. Kupplungselement nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement (230i) einen axialen Lüftweg-Begrenzungsanschlag für das Trägerelement (200i) bildet.

16. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 14 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement (230i) im Innenraum (210i) der Druckmittelzelle (60i) aufgenommen ist und vorzugsweise eine Zellenwand (206i) der Druckmittelzelle als Stützelement dient.

17. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement (230i) als gummielastisches Federelement ausgebildet ist.

18. Kupplungselement nach einem der Ansprüche 14 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement (230i) an einer zylindrischen Fläche (234i) der Druckmittelzelle (60i) reibschlüssig anliegt.

19. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 14 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement eine Dichtungsfunktion erfüllt.

20. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckmittelzelle eine Ausnehmung, insbesondere Ringausnehmung (202h; 202i; 202l; 202m; 202n), in der Kupplungsscheibe bzw. in einem Trägerelement der Gegen­ reibungsflächen-Trägeranordnung sowie ein in die Ausnehmung axial verschiebbar aufgenommenes, eine Reibungsfläche (44h; 44i; 44l; 44m; 44n) oder Gegenreibungsfläche aufweisendes Kolbenelement, insbesondere Ringkolbenelement (200h; 200i; 200l; 200m; 200n), umfaßt.

21. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine (44j; 44k, 46k) der beiden drehfest an der Kupplungsscheibe (20j; 20k) angeordneten Reibungsflächen (44j, 46j; 44k, 46k) oder/und wenigstens eine der beiden drehfest an der Trägeranordnung angeordneten Gegen­ reibungsflächen an einem gesondert von der Druckmittelzelle drehfest, aber axial beweglich, an der Kupplungsscheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung geführten Trägerelement (38j; 38k, 40k) vorgesehen ist und die Druckmittelzelle (60j; 60k) bei der Expansion dieses Trägerelement axial verlagert.

22. Kupplungssystem nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß das Trägerelement (38j; 38k, 40k) durch eine Federanordnung (252j; 252k, 272k) an der Kupplungsscheibe (20j; 20k) bzw. der Gegen­ reibungsflächen-Trägeranordnung gehalten und mit der Kupplungs­ scheibe bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung drehfest verbunden ist, wobei die Federanordnung (252j; 252k, 272k) das Trägerelement in einer dem Lösen des Reibungseingriffs entsprechen­ den Axialrichtung vorspannt.

23. Kupplungssystem nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß die Federanordnung eine Belagfederanordnung (252j; 252k, 272k) ist, die vorzugsweise direkt ein die Reibungsfläche oder Gegenreibungs­ fläche aufweisendes Reibungselement, insbesondere Kupplungsbelag (38j; 38k, 40k), trägt.

24. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Gegenreibungsflächen-Trägeranord­ nung ein mit der zweiten Drehwelle drehfest verbundenes oder verbindbares Trägerelement (16) mit einem eine erste Gegenreibungs­ fläche (50) aufweisenden ersten Trägerabschnitt (30) und einem eine zweite, wenigstens näherungsweise entgegengesetzt gerichtete Gegenreibungsfläche (48) aufweisenden zweiten Trägerabschnitt (32) umfaßt, das vorzugsweise als Schwungrad (16) der Brennkraftma­ schine dient.

25. Kupplungssystem nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß der erste (30) und der zweite (32) Trägerabschnitt gesondere, gegebenenfalls durch Zerteilen eines Rohlings erhaltene Bauteile sind, die zur Bildung des Trägerelements (16) miteinander verbunden sind.

26. Kupplungssystem nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Schwungrad (16c; 16e) ein Zwei-Massen- Schwungrad ist.

27. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungsscheibe (20d; 20f) eine Torsionsdämpfungsanordnung (130d; 130f) umfaßt.

28. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungsscheibe (20) wenigstens eine Druckmittelzelle (60) oder/und daß das Schwungrad (16) wenigstens eine Druckmittelzelle (160) aufweist.

29. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das System einen Drehübertrager (22) mit einem Stator (24) und einem relativ zum Stator (24) drehbaren Rotor (26) umfaßt zum Anschluß einer sich mit der Kupplungsscheibe (20) bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung (16) mit­ drehenden Druckmittelzelle (60; 160) an eine stationäre, insbeson­ dere fahrzeugstationäre Druckmittelquelle (82).

30. Kupplungssystem nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der Rotor (26) drehmitnehmend, gegebenenfalls über ein elastisches, eine Druckmittelleitung aufweisendes Zwischenelement, mit der Kupplungsscheibe (20) bzw. einem Trägerelement (16) der Gegen­ reibungsflächen-Trägeranordnung verbunden ist, insbesondere mit einem getriebeseitig einer/der Torsionsdämpfungsanordnung (130d) vorgesehenen, die Reibungsflächen bzw. Gegenreibungsflächen aufweisenden Element (58d) der Kupplungsscheibe (20d) bzw. der Gegenreibungsflächen-Trägeranordnung, oder daß der Rotor (26e) mit der Kupplungsscheibe (20e) bzw. dem Trägerelement als ein Bauelement oder eine integrale, gemeinsam drehbare Bauelement­ gruppe (20e) ausgebildet ist.

31. Kupplungssystem nach Anspruch 29 oder 30, dadurch gekenn­ zeichnet, daß der Stator und der Rotor jeweils einen eine Drehwelle, insbesondere die zweite Drehwelle (18a), und vorzugsweise einen Ringnabenabschnitt (54) der Kupplungsscheibe umgebenden Ringabschnitt (26 bzw. 70) aufweisen, und daß zwischen den beiden Ringabschnitten (26, 70) ein Druckmittelringkanal (66) des Drehüber­ tragers (22) ausgebildet ist.

32. Kupplungssystem nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß der Statorringabschnitt (70a; 70f) den Ringkanal (66a; 66f) in einer ersten Radialrichtung, und der Rotorringabschnitt (26a; 26f) den Ringkanal (66a; 66f) in einer zweiten, der ersten Radialrichtung entgegengesetzten Radialrichtung begrenzt, vorzugsweise mit einer zur Drehachse (A) im wesentlichen koaxialen, im wesentlichen kreiszylindrischen, den Druckmittelringkanal (66a; 66f) schneidenden oder begrenzenden Teilungsebene zwischen den beiden Ringabschnit­ ten.

33. Kupplungssystem nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß der Statorringabschnitt (172g) den Ringkanal (66g) in einer ersten Axialrichtung und der Rotorringabschnitt (26g) den Ringkanal (66g) in einer zweiten, der ersten Axialrichtung entgegengesetzten Axialrichtung begrenzt, vorzugsweise mit einer zur Drehachse im wesentlichen orthogonalen, den Druckmittelringkanal schneidenden oder begrenzenden Teilungsebene zwischen den beiden Ringabschnit­ ten (26g, 172g).

34. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 29 bis 33, dadurch gekennzeichnet, daß entweder
der Rotor relativ zum Stator oder
der Rotor (26g) zusammen mit einem dem Rotor zugeordneten Teil - ins­ besondere Ringteil (172g) - des Stators (24g) relativ zu einem stationären, insbesondere fahrzeugstationären, und gegebenenfalls einen Druckmittelanschluß aufweisenden Basisteil (170g) des Stators (24g) oder
der gesamte Drehübertrager (26a) axial bewegbar ist
zur axialen Mitnahme durch die Kupplungsscheibe bzw. zum Ausgleich von axialen Lageschwankungen eines zugeordneten Abschnitts der Kupplungsscheibe oder des Trägerelements.

35. Kupplungssystem nach Anspruch 34, dadurch gekennzeichnet, daß der Stator oder das dem Rotor (26g) zugeordnete axial bewegbare Teil (172g) des Stators (24g) durch eine zugeordnete Federeinrich­ tung (174g) in axialer Richtung zum Rotor (26g) hin vorgespannt ist.

36. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 29 bis 35, dadurch gekennzeichnet, daß der Stator (24a) an einer stationären, ins­ besondere fahrzeugstationären, Stützstelle (94a), gegebenenfalls an einer die Reibungskupplung aufnehmenden Gehäuseglocke (28a), im Sinne einer Verdrehsicherung abgestützt ist.

37. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 29 bis 36, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckmittelübertragungsweg zwischen Rotor (26) und Stator (24) durch eine Labyrinthdichtungsanordnung, eine Radialdichtungsringanordnung (90a, 92a), eine Gleitringdich­ tungsanordnung oder unter Verwendung einer magnetischen Flüssigkeit abgedichtet ist.

38. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 29 bis 37, dadurch gekennzeichnet, daß einer Druckmittelleitung (62e) zwischen Rotor (26e) und der bis auf den Druckmittelanschluß der Druckmittelleitung abgeschlossenen Druckmittelzelle (60g) ein Ventil, insbesondere Magnetventil (140e), zugeordnet ist zum wahlweisen Unterbrechen der Druckmittelverbindung zwischen Rotor (26e) und Druckmittelzelle (60e).

39. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das System ein zwischen einer Druckmittelquelle (82) und der Druckmittelzelle (60), insbesondere zwischen der Druckmittelquelle (82) und dem Drehübertrager (22) angeordnetes Steuer-/Regelventil (78) umfaßt, das die Druckmittel­ zufuhr zur Druckmittelzelle (60) in Abhängigkeit von einem einen Kuppelzustand repräsentierenden Führungssignal (X) steuert/regelt.

40. Kupplungssystem nach Anspruch 39, dadurch gekennzeichnet, daß der Kuppelzustand einem Druckmitteldruck (Y) in der Druckmittelzelle (60) entspricht.

41. Kupplungssystem nach Anspruch 39 oder 40, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Führungsgröße durch einen Weg (X), insbesondere durch die Stellung eines Kupplungspedals (86a), oder durch ein elektrisches Signal repräsentiert ist.

42. Kupplungssystem nach Anspruch 41, dadurch gekennzeichnet, daß eine zwischen dem Kupplungspedal (86a) und einem Steuerzylinder des Steuer-/Regelventils (78a) wirksame Federanordnung (98a) einen durch das Kupplungspedal (86a) vorgegebenen Weg in einen Druckmitteldruck im druckzellenseitigen Druckmittelsystem umsetzt.

43. Kupplungssystem nach einem der Ansprüche 39 bis 42, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Führungsgröße (X) und sich ein­ stellendem Druckmitteldruck (Y) in der Druckmittelzelle (60) ein insgesamt nichtlinearer Zusammenhang herrscht.

44. Kupplungssystem nach Anspruch 43, dadurch gekennzeichnet, daß in einem einem Rangierbereich (100a) entsprechenden Führungs­ größenbereich (100a) mit kleinerem Druckmitteldruck (Y) in der Druckmittelzelle (60) der Druckmitteldruck schwächer mit der Führungsgröße ansteigt bzw. abfällt als in einem einem normalen Kupplungsbereich (102a) entsprechenden Führungsgrößenbereich (102a) mit größerem Druckmitteldruck (Y) in der Druckmittelzelle (60).

45. Kupplungssystem nach Anspruch 44, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Rangierbereich (100a) oder/und in dem normalen Kupplungs­ bereich (102a) zumindest bereichsweise ein linearer Zusammenhang zwischen Führungsgröße (X) und Druckmitteldruck (Y) herrscht.

46. Kupplungssystem nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß als Druckmittel Druckluft vorgesehen ist.

47. Kupplungsscheibe mit beidseitig der Kupplung angeordneten, wenigstens näherungsweise axial gerichteten Reibungsflächen, gekennzeichnet durch wenigstens eine durch Druckmittelbeaufschlagung expandierbare, hierbei direkt oder indirekt auf wenigstens eine Reibungsfläche (46a; 44h; 44i; 44j; 44j, 46k; 44l; 44m; 44n) im Sinne einer Verlagerung wirkende Druckmittelzelle (60a; 60c; 60d; 60e; 60h; 60i; 60j; 60k; 60l; 60m; 60n), insbesondere mit wenigstens einem Kupplungs­ scheibenmerkmal oder/und einem Druckmittelzellenmerkmal der Ansprüche 1 bis 46.

48. Gegenreibungsflächen-Trägerelement, insbesondere ein- oder mehrteiliges Schwungrad (16f; 16g), mit wenigstens näherungsweise in entgegengesetzte Axialrichtungen gerichteten Gegenreibungs­ flächen zur Aufnahme einer den Gegenreibungsflächen zugeordnete Reibungsflächen aufweisende Kupplungsscheibe dazwischen, gekennzeichnet durch wenigstens eine durch Druckmittelbeaufschlagung expandierbare, hierbei direkt oder indirekt auf wenigstens eine Gegenreibungsfläche (48f; 48g) im Sinne einer Verlagerung wirkende Druckmittelzelle (160f; 106g), insbesondere mit wenigstens einem Trägerelement­ merkmal oder/und einem Druckmittelzellenmerkmal der Ansprüche 1 bis 46.