DE4413171A1

DE4413171A1 - Reibungskupplung mit permanentem Kupplungsschlupf

Info

Publication number: DE4413171A1
Application number: DE4413171A
Authority: DE
Inventors: Rolf Dipl Ing Schroeder
Original assignee: Daimler Benz AG; Mercedes Benz AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 1994-04-15
Filing date: 1994-04-15
Publication date: 1995-10-19

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Reibungskupplung nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1.

Aus der DE 37 16 190 A1 ist ein Schlupfregelsystem für die Trennkupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers entspre chend dem Gattungsbegriff bekannt, bei dem eine Fluid-Kraftüber tragungseinrichtung und die Trennkupplung mit Bezug zur Dre hungsübertragung durch die Kraftübertragungseinrichtung parallel angeordnet sind, ein antriebs- sowie abtriebsseitiges Bauteil durch Zufuhr eines betätigenden Hydraulikfluiddruckes miteinan der in bezug auf eine Drehung durch Reibung kuppelbar sind und die Drehmomentübertragungsleistung zwischen dem antriebs- sowie abtriebsseitigen Bauteil gemäß dem Wert des zugeführten betäti genden Hydraulikdrucks bestimmt ist. Bei diesem bekannten Schlupfregelsystem sind eine in Übereinstimmung mit dem Unter schied in der Drehzahl des antriebsseitigen Bauteils und des ab triebsseitigen Bauteils der Trennkupplung angetriebene Druck flüssigkeitspumpe und ein Regelsystem vorgesehen, das den betä tigenden Hydraulikfluiddruck für die Trennkupplung gemäß einem Anstieg in dem von der Druckflüssigkeitspumpe erzeugten Hydrau likfluiddruck erhöht. Das Regelsystem enthält ein Abflußregel ventil, das den von der Druckflüssigkeitspumpe erzeugten Hydrau likfluiddruck empfängt sowie durch diesen gesteuert wird, und das den betätigenden Hydraulikfluiddruck für die Trennkupplung in einer Größe abführt, die in Übereinstimmung mit einem Anstieg des von der Druckflüssigkeitspumpe erzeugten Hydraulikfluid drucks abnimmt. Die Trennkupplung enthält eine Nabe, in die die Druckflüssigkeitspumpe eingegliedert ist.

Für dieses bekannte Schlupfregelsystem wird geltend gemacht, daß keine besondere Art einer Steuerung erforderlich sei. Vielmehr werde auf der Grundlage des von der Druckflüssigkeitspumpe er zeugten Hydraulikfluid-Ausgangsdrucks der betätigende Hydraulik druck für die Trennkupplungsanordnung nach Art einer negativen Rückkopplung in Übereinstimmung mit dem Unterschied in der Dreh zahl des antriebsseitigen Bauteils der Trennkupplung und der Drehzahl des abtriebsseitigen Bauteils dieser Kupplung geregelt, so daß der Unterschied in diesen Drehzahlen in selbsttätiger Weise auf einem oder bei einem Gleichgewichtswert gehalten werde. Da das Anziehen oder Schließen der Trennkupplung somit unmittelbar vom Ausgang der Druckflüssigkeitspumpe gesteuert werde, und zwar unmittelbar in Übereinstimmung mit dem Unter schied zwischen der Drehzahl des antriebsseitigen Bauteils und der Drehzahl des abtriebsseitigen Bauteils der Trennkupplung, sei deshalb das Ansprechvermögen besser als bei irgendeiner Art eines elektrischen/hydraulischen Systems. Insbesondere ermögliche die Eingliederung der Druckflüssigkeitspumpe in ein Nabenbauteil der Trennkupplung eine kompakte Konstruktion und eine relativ kurze Ausbildung der Druckflüssigkeitskanäle oder -wege, die zu der Druckflüssigkeitspumpe führen, womit das Ansprechverhalten weiter verbessert sei. Dies bedeute, daß die Drehmomentübertragungsleistung der Trennkupplung - unter der selbstverständlichen Voraussetzung ihres "eingekuppelten" Zustands - auf einem solchen Wert gehalten werde, daß, während die Trennkupplung niemals unangemessen schlupfe, sie gleichzeitig niemals völlig geschlossen oder angezogen werde. Während also einerseits das Auftreten eines unangemessenen Schlupfes der Trennkupplung vermieden werde, so sei andererseits zugleich gewährleistet, daß wirkungsvoll und zuverlässig eine vollkommene Verriegelung in bezug auf eine gemeinsame Drehung von antriebs- sowie abtriebsseitigem Bauteil der Tennkupplung verhindert werde. Vielmehr sei immer ein Schlupf zwischen diesen Bauteilen in einem gewissen Ausmaß ermöglicht. Dadurch werde eine unmittelbare Übertragung von Drehschwingungen und Drehmomentschwankungen, die unvermeidbar bei der Drehkraftübertragung auf den Drehmomentwandler vorhanden sind, im geschlossenen Zustand der Trennkupplung auf die Ausgangsseite des Drehmomentwandlers und auf mit dieser Seite verbundene Vorrichtungen, wie ein Fahrzeuggetriebe und/oder ein Differentialgetriebe, unterbunden. Damit seien die Lebensdauer und die Betriebszuverlässigkeit dieser im Kraftübertragungsweg nachgeschalteten Vorrichtungen in vorteilhafter Weise gestei gert. Es seien aber auch der Geräusch- sowie Vibrationspegel im Fahrgastraum des Fahrzeugs, in den der Drehmomentwandler eingegliedert ist, gesenkt und dessen Fahrfähigkeit sowie das Fahrgefühl im Fahrzeug verbessert. Da das Schlupfregelsystem für die Trennkupplung eine gänzlich mechanische/hydraulische Konstruktion habe und keinerlei elektronische Bauelemente enthalte, sei es betriebszuverlässig und kostengünstig sowohl in bezug auf seine Bauteile, wie auch in bezug auf seine Montage. Die Betriebszuverlässigkeit und die Leistungsfähigkeit des Schlupfregelsystems seien darüber hinaus dadurch in günstiger Weise gesteigert, daß dieses System in einem Rückkopplungsvorgang arbeite.

Für die Aktivierung dieses bekannten Schlupfregelsystemes bedarf es aber noch eines Steuerungseingriffes von außen, weil das den Betätigungskolben der Kupplung beaufschlagende Arbeitsdruckmit tel von dem hydrodynamischen Arbeitskreislauf des Drehmoment wandlers über einen Spalt zwischen Pumpen- und Turbinenrad abge zweigt und über einen Rücklaufkanal der Turbinenradwelle einer externen Druckpumpe wieder zugeführt werden muß, deren Druck seite mit dem Arbeitskreislauf über einen Spalt zwischen Leitrad und Pumpenrad verbunden ist, wobei dieser Zu- und Ablauf des Ar beitsdruckmittels zur äußeren Druckpumpe durch ein vom Drehmo mentwandler getrenntes äußeres Steuerventil geregelt wird.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht im wesentli chen darin, eine Reibungskupplung mit permanentem Kupplungs schlupf nach dem Gattungsbegriff in bezug auf ihre Aktivierung von äußeren Steuereingriffen unabhängig zu machen, wobei jedoch die Vorteile eines Schlupfregelsystemes gemäß Gattungsbegriff erhalten bleiben sollen.

Ausgehend von einer Reibungskupplung nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1 ist die erläuterte Aufgabe in vorteilhafter Weise mit den kennzeichnenden Merkmalen von Patentanspruch 1 ge löst.

Bei der Reibungskupplung nach der Erfindung erfolgt das Ein- und Ausschalten selbsttätig und ohne äußeren Steuereingriff sowie je nach Verwendungszweck entweder in Abhängigkeit von der Drehzahl der primärseitigen Kupplungshälfte oder in Abhängigkeit von der Drehzahl der sekundärseitigen Kupplungshälfte.

Bei der Reibungskupplung nach der Erfindung sind vorteilhafte Ausgestaltungen Gegenstand der Unteransprüche. So ist durch die Merkmale von Patentanspruch 2 ein weiches ruckfreies Betätigen der Reibungskupplung erreicht. Durch die Merkmale von Patentan spruch 3 stellt sich ein relativ flacher bzw. in weiten Bereichen variierbarer Verlauf des übertragbaren Kupplungsmomentes über der Differenzdrehzahl in der Zu schaltphase ein. Durch die Merkmale von Patentanspruch 4 ist ei ne genaue Kennung für den Arbeitsdruck und somit für das über tragbare Kupplungsmoment bei hoher Temperaturunempfindlichkeit festlegbar. Gegenstand von Patentanspruch 5 ist ein Überdruck ventil für den Arbeitsdruck zur Begrenzung des Kupplungsmomentes und zum Abbau von Druckspitzen. Durch die Ausgestaltung nach Pa tentanspruch 6 wird der Arbeitsdruck zusätzlich durch die inter ne Verdrängerpumpe erzeugt. Das Dynamikventil nach Patenanspruch 7 hat eine schnelle Druckentlastung des Kupplungsstellgliedes zur Folge. Die Verwendung von Lamellen nach Patentanspruch 8 führt zu einer höheren Übertragungsfähigkeit und einer geringe ren Wärmeempfindlichkeit der Reibungskupplung. Eine in den Rich tungen der Kupplungsachse enge Bauweise ist durch die Anordnung nach Patentanspruch 9 erreicht. Durch die Differenzdrucksteue rung des Arbeitsdruckes nach Patentanspruch 10 kann der Arbeits druck oberhalb bestimmter Differenzdrehzahlen abgebaut werden, was zu einer Verringerung der Wärmebelastung der Lamellen führt. Nach Patenanspruch 11 arbeitet das Einschaltsteuerventil in Ab hängigkeit von der Drehzahl der sekundärseitigen Kupplungshälf te, so daß die Reibungskupplung als Überbrückungskupplung eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers eingesetzt werden kann. Nach Patentanspruch 12 arbeitet das Einschaltsteuerventil in Abhän gigkeit von der Drehzahl der primärseitigen Kupplungshälfte, so daß die Reibungskupplung als Anfahr- und Trennkupplung zwischen Motor und Getriebe verwendet sein kann.

Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachstehenden Beschreibung von in der Zeichnung mehr oder weniger schematisch dargestellten Ausführungsformen. In der Zeichnung bedeuten

Fig. 1 einen die Wandlerdrehachse enthaltenden Axialschnitt durch einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit einer als Überbrückungskupplung verwendeten Reibungskupplung in Lamellenbauart nach der Erfindung,

Fig. 2 einen Querschnitt durch die Verdrängerpumpe der Reibungs kupplung von Fig. 1,

Fig. 3 ein hydraulisches Blockschaltbild zur Erläuterung der Steuerung und Regelung der Reibungskupplung von Fig. 1,

Fig. 3a ein hydraulisches Blockschaltbild zur Erläuterung einer Variante der Steuerung und Regelung der Reibungskupplung von Fig. 1,

Fig. 4 ein hydraulisches Blockschaltbild zur Erläuterung einer weiteren Variante der Steuerung und Regelung der Reibungskupplung von Fig. 1,

Fig. 5 ein Diagramm für die jeweilige Übertragungsfähigkeit von Drehmomentwandler mit bzw. ohne Reibungskupplung von Fig. 1,

Fig. 5a ein Diagramm für die Kennungen von Einschaltsteuerventil und Überdruckventil von Fig. 3,

Fig. 6 einen die Kupplungsachse enthaltenden Axialschnitt durch eine als Anfahr- und Trennkupplung zwischen einem Antriebsmotor und einem Getriebe verwendete Reibungskupplung nach der Erfindung,

Fig. 7 ein hydraulisches Blockschaltbild zur Erläuterung der Steuerung und Regelung der Reibungskupplung von Fig. 6,

Fig. 8 ein Diagramm für die Momentenkennlinie der Reibungskupp lung von Fig. 6, und

Fig. 9 ein Diagramm für den Verlauf der Kupplungsdrehzahlen der Reibungskupplung von Fig. 6 während einer Vollastbe schleunigung.

Das durch schlupfmindernde Maßnahmen in einem hydrodynamischen Drehmomentwandler (Wandler) theoretisch vorhandene Kraftstoff- Einsparpotential beträgt z. B. im US-Testzyklus ca. 2-6%. Inwie weit dieses theoretische Potential praktisch erreichbar ist, hängt wesentlich davon ab, bei welchen Drehzahlen und in welchen Gangstufen die Wandlerüberbrückungskupplung (KÜB) aktiviert wer den kann. Zusätzlich müssen die prinzipbedingten Verluste der verschiedenen Überbrückungskonzepte (erhöhtes Gewicht und Träg heitsmoment, zusätzliche Getriebeabdichtungen, elektrische Steuerungsverluste, Torsionsdämpfer, Schlupf etc.), die das theoretische Einsparpotential erheblich verringern können, be rücksichtigt werden. Hinsichtlich eines akzeptablen Fahrkomforts sind die erforderlichen niedrigen Zuschaltdrehzahlen und Gang stufen nach derzeitigem Kenntnisstand nur mit einer schlupfgere gelten Überbrückung zu realisieren.

Das Hauptproblem bei der technischen Darstellung einer Schlupfregelung besteht in der aus Komfortgründen notwendigen hohen Regeldynamik. Insbesondere müssen die Lastwechsel- und Ruckelschwingungen (ca. 1-10 Hz) und die Eigenfrequenzen des Triebstanges im Bereich von ca. 10-15 Hz regelungstechnisch be herrscht werden. Die erforderliche KÜB-Regelfrequenz muß ent sprechend höher sein, um Komforteinbußen durch "Stick-Slip"-Ef fekte oder Resonanzüberhöhungen durch Phasenverschiebungen zu vermeiden. Weiterhin sollte der geregelte Schlupf im besonders wichtigen Teillastbereich sowie in niedrigen Gangstufen und bei niedrigen Motordrehzahlen kleiner als etwa 40 min^-1 sein, um ei ne deutliche Verringerung des Treibstoffverbrauchs zu erreichen.

Es sind zwei unterschiedliche Schlupf-Regelungssysteme (oder de ren Kombination) möglich:

Getriebeseitige Regelung mit elektronischer (Differenz-) Drehzahlerfassung und elektro-hydraulischer Regelung.

Wandlerautonome Regelung mit rein mechanischer und hydraulischer Störgrößenerfassung.

Als Alternative zu einer KÜB mit getriebeseitiger Regelung ist durch die Reibungskupplung nach der Erfindung ein wandlerautono mes schlupfendes Überbrückungssystem (SWK) mit guten dynamischen Eigenschaften geschaffen, das in konventionellen Getriebeautoma ten einsetzbar ist, keine äußere Steuerung benötigt, in allen Gangstufen arbeitet und in den Fig. 1 bis 5a dargestellt ist.

Funktionsweise der erfindungsgemäßen schlupfenden Wandlerüber brückungskupplung (SWK).

Im Gegensatz zu bekannten Wandlerüberbrückungskupplungen mit hundertprozentiger Drehmomentübertragung in der KÜB und externer Schaltungssteuerung wird bei einem SWK-Wandler dem hydrodynamisch übertragenen Moment durch eine mechanische Kupplung ein zusätzliches Drehmoment überlagert. Die Funktions- und Kennliniencharakteristik des Wandlers 14 bleibt mit SWK prinzipiell unverändert.

Die Momentenüberlagerung erfolgt in denjenigen für den Kraft stoffverbrauch wichtigen Betriebsbereichen, in denen die rein strömungstechnische Übertragungsfähigkeit des Wandlers 14 physi kalisch begrenzt ist. Der reibschlüssige Momentenanteil wird durch ein autonomes Hydrauliksystem in Abhängigkeit von Turbi nen- und Differenzdrehzahl (Schlupf) innerhalb des Wandlers 14 geregelt. Das SWK-Prinzip erfordert keinen Torsionsschwingungs dämpfer.

Am Beispiel einer Momentenkennlinie in Fig. 5 wird die Übertra gungscharakteristik eines Wandlers 14 mit und ohne SWK bei einer konstanten Motordrehzahl verdeutlicht.

Aufgrund der regelungstechnischen Zusammenhänge wird die Wand lerkennlinie mit SWK in eine Zuschalt- und eine Proportional phase 19 und 22 geteilt. Durch Abstimmung der wandlerinternen hydraulischen Steuerelemente kann der Momentenverlauf während der Zuschaltphase 19 und die Steigung der Kennlinie in der Pro portionalphase 22 in weiten Bereichen variiert werden.

In Fig. 5 ist der kraftstoffsparende Einfluß der unterschiedli chen Wandlerkennlinien an einem Beispiel verdeutlicht; während der Wandler 14 zur stationären Übertragung eines Momentes von z. B. 80 Nm bei einer konstanten Motordrehzahl ca. 9% Schlupf be nötigt, können die Verluste mit der SWK-Kennlinie auf ca. 1% re duziert werden.

a) Mechanischer Aufbau

Die Systemanordnung nach den Fig. 1 und 2 zeigt, daß die reib schlüssige Überbrückung von Pumpen- und Turbinenrad 12 und 11 durch eine Lamellenkupplung 1 erreicht wird. Der Wandler 14 ist so konzipiert, daß übliche Lamellen 6 und 8 verwendet werden können. Die Aktivierung der Kupplung 1 erfolgt hydraulisch mit Hilfe eines Kolben-Zylinder-Systems (Kupplungsstellglied 7).

Der erforderliche Arbeitsdruck wird durch eine mit Turbinendreh zahl umlaufende Radialkolbenpumpe 9 (drei Kolben 25, Ungleich förmigkeitsgrad ca. 13%) erzeugt und mit hydraulischen Bauele menten innerhalb des Pumpengehäuses 30 moduliert. Die Pumpe 9 wird mit Differenzdrehzahl (n1-n2 = n_Motor - n_Turbine) über einen am Wandlerdeckel 34 befestigten Exzenterring 35 angetrie ben, wodurch das Fördervolumen direkt proportional zum Wandler schlupf ist.

Die Saug- und Druckventile 36 und 37 der Pumpe 9 sind als einfa che Kugelventile ausgeführt, wobei die Saugventilkugeln direkt in den Kolben 25 positioniert sind und aufgrund der Fliehkraft keine Federunterstützung benötigen.

Unterhalb einer bestimmten Turbinendrehzahl ist sowohl die Pum penfunktion als auch die Hydraulikfunktion aufgrund der zu ge ringen Fliehkraft aufgehoben. Eine sicherheitsrelevante Fehl funktion der Kupplung 1 im Fahrzeugstillstand kann deshalb nicht auftreten.

Durch die hydrodynamisch hervorgerufene Druckdifferenz auf bei den Seiten der Turbine 11 wird über Bohrungen 38 im Pumpenge häuse 30 und im Turbinenflansch 39 ein kontinuierlicher Ölstrom zur Kühlung des Lamellenpaketes 6, 8 aufrechterhalten.

Das SWK-Konzept kann prinzipiell in drei grundsätzliche Kon struktionsmerkmale unterteilt werden, durch deren gemeinsame An wendung die hohen Regelfrequenzen und -genauigkeiten erreicht werden:

SWK-Überbrückungskonzept

Die Anmerkungen in den Klammern sollen Hinweise auf die positiven Einzelauswirkungen geben.

1. Interner, vom übrigen Wandlerinnenraum 10 unabhängiger KÜB- Druckraum 41, dadurch:
- geringes Steuerungs-Ölvolumen (Systemdynamik)
- geringe (Trägheits-) Massen und Elastizitäten (Systemdynamik)
- genutete Reibbeläge möglich (kein Aufschwimmen, Kühlung, verringerter Selbstzerstörungseffekt der Beläge)
- geringe Totzeit zwischen Druck- und Momentenaufbau (Systemdynamik und Regelgenauigkeit)
- niedriger Wandlerinnendruck (Drehzahlfestigkeit, Gewicht)
2. Momentenbegrenzung in der KÜB, dadurch:
- niedriger Funktionsfaktor A _* r _* z {Kolbenfläche _* Reibradius _* Lamellenanzahl}; (Funktionssicherheit, System- und Regeldynamik)
- geringe Belagflächenpressung (Systemdynamik, verringerter Ver schleiß der Beläge)
- verringerte Baugröße und Elastizitäten (Systemdynamik, Komfort und minimale Trägheits-/Nassen)
- niedriger KÜB-Druck (Systemdynamik)
- Verringerung der dynamischen Spitzenmomente (Komfort, geringerer Schlupf/Treibstoffverbrauch)
3. Wandlerautonome Steuerung dadurch:
- keine prinzipbedingten zusätzlichen Treibstoffverluste durch elektronische Komponenten, rotierende Dichtungen etc. (Kraftstoffverbrauch)
- rückgekoppelte mechanisch/hydraulische Störgrößenerfassung und Regelung (Systemdynamik, Regelgenauigkeit, geringer Schlupf/Kraftstoffverbrauch)
- kurze hydraulische Wege, geringe Ölvolumina/Elastizitäten, ge ringe Totzeiten (Systemdynamik)
- keine Ungenauigkeiten/Toleranzen einer elektronischen Drehzahlerfassung (Systemdynamik, Regelgenauigkeit und kleinstmöglicher Schlupf/Treibstoffverbrauch)
- keine Funktions- und Regelabhängigkeit von dem dynamisch veränderlichen Wandlerinnendruck, hervorgerufen durch den Versorgungsdruck bzw. durch die Wandlerströmung (Systemdynamik)

b) Hydraulische Steuerung

Die Schlupfregelung wird mit einer rückgekoppelten hydraulischen Verspannung erreicht (Fig. 3). Für die grundsätzliche SWK- Funktion sind neben der Hydraulikpumpe 9 mit Saug- und Druckventilen 36, 37 das Einschaltsteuerventil 15, die Blende 29 und bedingt das Überdruckventil 33 erforderlich. Das Dynamikventil 44 verbessert die System- und Regeldynamik bei Verringerung des Motormomentes z. B. bei Lastwechselvorgängen. Das hydraulische Steuerungskonzept kann durch veränderte/zusätzliche Elemente modifiziert werden, wie im weiteren beschrieben.

Die einzelnen Steuerelemente haben folgende Funktionen: Einschaltsteuerventil 15:

Das Einschaltsteuerventil 15 bestimmt das System-Druckniveau in der Zuschaltphase 19 bei großen Differenzdrehzahlen (< ca. 30/min). Der Arbeitsdruck ergibt sich aus dem Gleichgewicht der am Ventilkolben (Fliehgewicht 20) angreifenden Kräfte in Abhän gigkeit von der Turbinendrehzahl. Durch die Federvorspannung 17 wird die Zuschaltdrehzahl (Beginn der Momentenüberlagerung) vor gegeben. Bei wachsenden Drehzahlen steigt der Druck und damit das Kupplungsmoment aufgrund der Fliehkraftsteuerung quadra tisch. Druck- und Momentenverlauf während der Zuschaltphase 19 können durch die Ventilgeometrie verändert werden.

Blende (Drossel) 29

Bei kleinen Differenzdrehzahlen und den daraus folgenden gerin gen Fördervolumina der Hydraulikpumpe 9 erfolgt der Übergang von der Zuschaltphase in die Proportionalphase → 19 in 22. Der durch die Turbinendrehzahl vorgegebene Regeldruck kann aufgrund der Blenden-Ölverluste (definierte Leckstelle) nicht mehr gehalten werden. Das Einschaltsteuerventil 15 ist in dieser Regelphase vollständig geschlossen und der Druck wird entsprechend der Drosselcharakteristik der Blende 29 näherungsweise proportional mit dem Fördervolumenstrom (Differenzdrehzahl) der Pumpe 9 auf bzw. abgebaut.

Der Öffnungsquerschnitt der Blende 29 bestimmt somit die Stei gung der Momentenkennlinie in der Proportionalphase 22 und ist deshalb für den Kraftstoffverbrauch besonders wichtig. Aufgrund des geringen Öffnungsquerschnittes ist die Blende 29 zur Vermei dung von Verunreinigungen mit einem Filtersieb geschützt.

Überdruckventil 33

Das Überdruckventil 33 begrenzt den maximalen Arbeitsdruck (KÜB- Moment) bei hohen Drehzahlen und Motormomenten, wodurch sich er hebliche Vorteile bezüglich der Mechanik/Funktion, des Gewichts, der System-, Regel- und Fahrzeugdynamik und des Fahrkomforts er geben.

Durch die Begrenzung des Kupplungsmomentes auf ca. 40-60% des maximalen Motormomentes wird das praktisch erreichbare Kraft stoff-Einsparpotential in den US- und ECE-Tests auch bei lei stungsstarken Motoren nicht reduziert.

In der in Fig. 2 dargestellten konstruktiven Ausführung besitzt das Überdruckventil 33 einen degressiven Charakter, d. h. der Öffnungsdruck fällt aufgrund der Fliehkraft bei steigenden Tur binendrehzahlen. Durch konstruktive Änderungen ist bei Bedarf ein konstanter oder progressiver Überdruckverlauf möglich.

Dynamikventil 44

Die unvermeidbaren Federeigenschaften und Elastizitäten des La mellenpaketes 6, 8 haben zur Folge, daß zum Druckaufbau eine zwar geringe, aber nicht vernachlässigbare Ölmenge in das Ring kolben 57-Zylinder 58-System gepumpt werden muß. Um den maxima len Arbeitsdruck zu erreichen, ist bei dem in Fig. 1 dargestell ten Wandler 14 ein Ölvolumen von ca. 2 cm³ notwendig. Ohne Dyna mikventil 44 müßte dieses Ölvolumen bei einem Abbau des Arbeits druckes über die Blende 29 abgeführt werden. Aufgrund des gerin gen Blendenquerschnittes wäre der vollständige Druckabbau bei z. B. schnellen Lastwechselvorgängen nicht immer möglich, wodurch der Null-Durchgang mit einem Restdruck/-moment erfolgen kann.

Dieser Vorgang führt zu Komfort-Einbußen ("Stick-Slip", härteres Lastwechselverhalten).

Mit Hilfe des Dynamikventiles 44 wird ein erheblich schnellerer Druckabbau erreicht, weil der Schieberkolben 46 bei fallendem Steuerdruck eine Bohrung 56 mit großem Öffnungsquerschnitt frei gibt. Durch die Blende 29 muß nur das geringe Verdrängungsölvo lumen des Schieberkolbens 46 abgeführt werden. In einer Ausfüh rung erfolgt der Druckabbau durch das Dynamikventil 44 etwa um den Faktor 100 schneller. Durch Verkleinerung der Bohrungen in nerhalb des Ventilkolbens 46 kann der Druckaufbau bei Bedarf verzögert erfolgen.

Systemdruck- und Momentenverlauf in der Zuschalt- und Proportio nalphase 19 und 22:
Der drehzahlabhängige Verlauf des maximalen Arbeitsdruckes ist in Fig. 5a dargestellt. Aufgrund der Proportionalität von Sy stemdruck und Übertragungsfähigkeit kann das SWK-Moment (Mk, wie in Fig. 5a rechts) angegeben werden.

Die Zuschaltdrehzahl wurde aus "fuel-economy"-Gründen verhält nismäßig niedrig eingestellt. Durch den mit wachsenden Drehzah len sanften Momentenanstieg werden KÜB-Zuschaltrucke ausge schlossen. Der maximale Systemdruck wird bei einer bestimmten Turbinendrehzahl erreicht und durch das Überdruckventil 33 be grenzt. Durch den degressiven Überdruckverlauf wird der Öff nungsdruck mit wachsenden Drehzahlen verringert.

Bei Antriebsmomenten oberhalb der Grenzkurven in Fig. 5a (Zuschaltphase 19) überträgt die Wandlerströmung bei konstantem SWK-Moment einen entsprechend höheren Momentenanteil. Betriebs punkte unterhalb der Grenzkurven können nur in der Proportional phase 22 erreicht werden.

Unter Berücksichtigung des Kennfeldes der Blende 29 und der Pum penförderleistung ergibt sich in der Proportionalphase 22 eine funktionale Abhängigkeit von Systemdruck und Differenzdrehzahl bei unterschiedlichen Öltemperaturen.

Durch Veränderung des Öffnungsquerschnittes der Blende 29 kann das Drosselkennfeld und damit der Schlupf in der Proportional phase 22 zwischen den beiden Grenzwerten "starr" einerseits und "keine Momentenüberlagerung" andererseits verändert werden. Der optimale Blendenquerschnitt muß in Versuchen ermittelt werden; er ist dann gegeben, wenn bei geringstmöglichem Schlupf gerade alle Torsionsschwingungen des Motors im gesamten Betriebsbereich abgekoppelt werden und das Komfortverhalten des Fahrzeuges nicht nachteilig beeinflußt wird. Bei Sechs- und Achtzylinder-Motoren kann die optimale Proportional-Schlupfrate R des Wandlers 14 bei ca. 0,1-0,2 min^-1/Nm liegen, wobei R = Δn/M gilt.

Lamellenkupplung 1

Bei einer schlupfenden Überbrückungskupplung wird neben der Re geldynamik und -genauigkeit auch die Kühlung und Dauerfestigkeit der Reibbeläge als wesentlich angesehen.

Das positive Ergebnis bezüglich der Überwachung auf Überhitzung und Verschleiß ist bei der Reibungskupplung nach der Erfindung insbesondere auf die folgenden Punkte zurückzuführen:

Aufgrund des separaten Druckraumes 41 können genutete Reibbeläge verwendet werden. Neben einer erheblich verbesserten Kühlung und eines fortwährenden Schmiermittelaustausches in den Reibkontakten werden durch die Nuten negative dynamische Effekte wie "Aufschwimmen" etc. vermieden.

Die niedrige Belagflächenpressung hat einen relativ dicken Schmierfilm im Reibkontakt zur Folge (kein meßbarer Lamellenver schleiß).

Durch die hydrodynamisch hervorgerufene Druckdifferenz zwischen Vorder- und Rückseite der Turbine 11 wird eine kontinuierliche erzwungene Kühlölversorgung für das Lamellenpaket 6, 8 aufrecht erhalten.

Konstruktive und konzeptionelle Bauvarianten der Reibungskupp lung nach der Erfindung:
Äußere Steuerungsunterstützung

- Für den Fall, daß die Überbrückungsfunktion in bestimmten Be triebsbereichen aufgehoben oder verändert werden muß, besteht die Möglichkeit einer äußeren getriebeseitigen Steuerungsunterstützung, wie in Fig. 3a an einem Beispiel dargestellt ist.
Neben einer digitalen Steuerung (Ein/Aus) kann der äußere Ein griff in verschiedenen steuerdruckabhängigen (Funktions-) Stufen oder auch analog erfolgen.
Eine äußere Steuerdruckunterstützung würde durch die getriebe seitigen Änderungen und die zusätzlich erforderliche Elektronik einen finanziellen Bauaufwand erfordern und das praktisch erreichbare Kraftstoffeinsparpotential durch die zusätzlichen Verluste (Getriebeabdichtungen, elektronische Steuerung etc.) vermindern.
- Temperaturventil
Aufgrund der relativ geringen Temperaturempfindlichkeit der Blende 29 konnten bisher (bis ca. -10°C) keine Komforteinbußen oder Funktionseinschränkungen bei niedrigen Außen- /Öltemperaturen festgestellt werden. Falls notwendig, besteht mit einem zusätzlichen Steuerelement die Möglichkeit, die Überbrückung unterhalb bestimmter Getriebeöltemperaturen ganz oder teilweise aufzuheben. Vor diesem Hintergrund hat sich die Funktion eines Bimetall-Temperatur-Ventiles als vorteilhaft erwiesen, das unterhalb einer Öltemperatur von ca. 30°C keinen Druckaufbau zuläßt. Oberhalb von ca. 50°C steht der volle Regeldruck zur Verfügung.
- Differenzdruck-Einschaltsteuerventil
Der Einsatz eines Differenzdruck-Einschaltsteuerventiles hat eine Modifikation der hydraulischen Steuerung nach Fig. 4 zur Folge. Das Differenzdruck-Einschaltsteuerventil erkennt über den Druckverlust an der integrierten Blende 61 den Wandlerschlupf und verringert bei steigenden Differenzdrehzahlen kontinuierlich den Arbeitsdruck. Durch das Ventil wird die Hydraulik in einen Primär- und einen Sekundärdruckteil getrennt. Die Vorteile einer Steuerung mit Differenzdruck-Einschaltsteuerventil liegen in der etwa um den Faktor 5 verringerten Spitzenwärmebelastung der Reibbeläge im Fahrzeugbetrieb.

Gewicht, Bauraum, Kosten

Durch die Erfindung besteht die Möglichkeit, dieselbe - für Sechs-Zylinder-Motoren ausgelegte Wandlerbaugröße durch Optimie rung der Strömungskennlinien auch für größere V8- und V12-Moto ren einzusetzen.

Aufgabe, die der Reibungskupplung 101 nach der Erfindung gemäß den Fig. 6 bis 9 zugrunde liegt:

Schaffung eines fliehkraftgesteuerten schlupfgeregelten Kupp lungsaggregates insbesondere für Automatgetriebe mit folgenden Funktionen:
Unterbrechung des Momentenflusses zwischen Motor (Kurbelwelle 116 und Getriebe (Getriebeeingangswelle 169)) unterhalb einer gewünschten Drehzahl (Funktion → Anfahrkupplung) und kein Fahrzeugschieben im Stillstand, und
Gewährleistung des Momentenflusses zwischen Motor und Getriebe bei höheren Drehzahlen (Funktion → Betriebskupplung), und Abkoppelung der (Motor-) Vibrationen/Torsionsschwingungen und komfortables Lastwechselverhalten durch geringen, aber ständig vorhandenen Schlupf zwischen An- und Abtrieb im gesamten Be triebsbereich, und
vollständig mechanisch/hydraulische und aggregatautonome Steue rung, Regelung und Gesamtfunktion im gesamten Betriebsbereich. Keine zusätzlichen Kraftstoffverluste durch notwendige elektri sche Steuerung, zusätzliche rotierende Dichtungen etc. Geringes Gewicht/Trägheitsmoment.

In der nachfolgenden Beschreibung der Ausführungsform der Rei bungskupplung der Fig. 6 bis 9 sind für diejenigen konstruktiven und funktionellen Merkmale, die mit korrespondierenden Merkmalen der Ausführungsform der Fig. 1 bis 3 übereinstimmen, die um 100 vermehrten Bezugszahlen der Merkmale der Ausführungsform der Fig. 1 bis 3 verwendet, so daß bezüglich ergänzender Erläuterungen auf die Figurenbeschreibung der Fig. 1 bis 3 verwiesen wird.

Lösung

Die vorstehend angegebenen Aufgaben sind bei der Ausführung der Fig. 6 bis 9 erfüllt, indem ein Kupplungsaggregat zwischen Motor und Getriebe angeordnet ist, wobei eine aggregatinterne mit Öldruck aktivierbare (Lamellen-)Kupplung 101 einen Kraftschluß zwischen An- und Abtrieb ermöglicht. Der Öldruck wird von einer aggregatinternen Pumpe 109 erzeugt, deren Fördervolumenstrom in etwa proportional zur Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtrieb ist. Mit Hilfe der Kombination:
Hydraulikpumpe 109 - Blende (Drossel) 129 wird näherungsweise eine Proportionalität von Arbeitsdruck und Differenzdrehzahl erreicht. Durch weitere Steuerelemente wie Überdruckventil 133, Einschaltsteuerventil 115 und Dynamikventil 144 wird der Arbeitsdruck und die Regeldynamik in den unterschiedlichen Betriebsbereichen an die speziellen Erfordernisse angepaßt. Pumpe 109, Steuerelemente 115, 129, 133, 144 und Kupplung 101 sind auf der Primärseite (Antriebsdrehzahl) des Aggregates in nerhalb eines Gehäuses 104 (z. B. wie Wandler) angeordnet. Das gesamte Gehäuse 104 ist ölgefüllt, wobei die Frischölversorgung zur Kühlung in herkömmlicher Weise durch die Getriebeprimärpumpe aufrechterhalten wird. In einer anderen konstruktiven Ausführung kann das gesamte Kupplungsaggregat ohne äußeres Gehäuse direkt in das Getriebe integriert werden.

Durch die o. g. Anordnungen und Steuerelemente sind folgende Funktionen und Wirkungszusammenhänge erreicht:
Unterhalb einer gewünschten (Leerlauf-)Motordrehzahl wird kein Druck aufgebaut, d. h. es kann kein Moment übertragen werden (keine Verlustleistung der Pumpe 109, Kupplung 101 etc. bei niedrigen Drehzahlen).

Nach Erreichen einer gewünschten Zuschaltdrehzahl wird der Kupp lungsarbeitsdruck und damit das übertragbare Moment entsprechend einer gewünschten Charakteristik mit Hilfe eines fliehkraftge steuerten Einschaltsteuerventiles 115 mit wachsenden Drehzahlen kontinuierlich gesteigert. Aufgrund dieses Wirkungszusammenhan ges stellt sich wie mit Wandler eine definierte Festbremsdreh zahl ein (jedoch auf beliebig niedrigem Niveau).

Im allgemeinen Fahrbetrieb (oberhalb der Zuschaltdrehzahl) wird der Schlupf entsprechend dem Steuerungsprinzip in etwa propor tional mit wachsendem Motor-/Übertragungsmoment gesteigert. Durch diese Charakteristik wird sichergestellt, daß die mit steigendem Motormoment nahezu proportional wachsenden Schwin gungsamplituden der Kurbelwelle 116 sicher abgekoppelt werden.

Durch eine drehrichtungsunabhängige Pumpe 109 ist die Kupplungs funktion im Zug- und Schubbetrieb identisch.

Vorteile der Erfindung

Maximal mögliche Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs durch:
Zuschaltung der Kupplungsfunktion bei sehr niedrigen Drehzahlen
geringstmöglicher Schlupf durch interne Steuerung
keine Verlustleistung im Fahrzeugstillstand
keine elektrischen oder sonstigen Verluste wie bei einer getrie beseitigen Steuerung
kein Kriechmoment im Fahrzeugstillstand
Gewichtsverringerung
Verringerung des Massenträgheitsmomentes
geringe Ventilationsverluste
geringe Herstellkosten
geringe Baugröße
geringe Festbremsdrehzahl
keine Lastwechselgeräusche
keine Zuschaltstöße.

Die geometrische Ausführung der Kupplung und der Steuerung sind ähnlich wie bei der Ausführungsform der Fig. 1 bis 3.

Auch die hydraulische Funktion ist ähnlich wie bei der Ausfüh rungsform der Fig. 1 bis 3.

Technische Ausführung und Funktion seien in Stichworten wieder gegeben:
äußeres Gehäuse 104 in Blech-, Schweiß- oder Schraubkonstruktion Kurbelwelle 116 über Flex-Plate 142 mit Anlasserzahnkranz 145 über Antriebsflansch 147 mit Gehäuse 104 verbunden; Anlasser zahnkranz 145 direkt auf dem Gehäuse 104 möglich ein Rohrflansch 147 des Gehäuses 104 treibt Getriebeprimärpumpe an
äußeres Gehäuse 104 hat Antriebs-/Motordrehzahl Außenlamellenträger 103 mit Widerlager am Gehäuse 104 innen be festigt (z. B. punkt-, buckel-, reibgeschweißt etc.) Außenlamellenträger 103 mit radialen Kühlölbohrungen Außenlamellenträger 103 nimmt Kupplungsbetätigungskolben 140 und die Hydraulikpumpe 109 mit Pumpenkolben 125 und Steuerelementen auf (Vorteil: vereinfachte Abdichtung)
Hydraulikpumpe 109 im Blechträger 103 z. B. axial eingerollt Kupplungsbetätigungskolben 140 aus z. B. Alu-Druckguß, Kunst stoff (Spritzguß) etc. mit Dichtringen
Kupplung 101 in der allgemein üblichen Lamellenbauart
Außenlamellen 106 mit Primärdrehzahl
Innenlamellen 108 z. B. papierbeschichtet mit ölfördernuten
Innenlamellen 108 mit Innenlamellenträger 105 formschlüssig ver bunden
Innenlamellenträger 105 mit Abtriebsflansch 159 verbunden
Verbindung Innenlamellenträger 105/Exzenterring
135/Abtriebsflansch 159 durch Nieten oder punkt-, buckel-, kon densator- oder reibgeschweißt.
Innenlamellenträger 105 z. B. aus Blech durch Tiefziehen herge stellt
Exzenterring 135 mit Abtriebsflansch 159 verbunden und evtl. zur Verringerung des Verschleißes der Pumpenkolben 125 gehärtet Exzenterring 135 einfach-, zweifach- oder mehrfach wirkend (einfach exzentrische Kreisform, zentrisch ovale Form etc.) Exzenterring 135 und Innenlamellenträger 105 können aus einem Teil bestehen
Abtriebsflansch 159 mit Abtriebswelle 169 drehfest verbunden (z. B. mit Verzahnung)
Abtriebswelle 169 mit zentraler axialer und einer oder mehreren radialen Bohrungen zur Führung des Kühlölstromes
Kühlung der Lamellen 106, 108 über Ölströmung (durch Primärpumpe erzeugt)
Zuführung des Kühlöls über Ringraum zwischen Abtriebswelle 169 und Gehäuseflansch 147
Abfuhr des Kühlöls über zentrale Bohrung in der Abtriebswelle 169
Zuführung bzw. Abfuhr des Kühlöls kann auch umgekehrt erfolgen
Führung des gesamten Kühlöls über das Lamellenpaket 106, 108
durch ölnuten und -bohrungen in Abtriebsflansch
159/Außenlamellenträger 103/Innenlamellenträger
105/Innenlamellen 108 und -träger/evtl. Exzenterring
135/Hydraulikpumpe 109/Abtriebsflansch 159/Abtriebswelle 169
Ölkreislauf wie üblich, d. h.: Getriebe → Kupplung → Ölkühler → Getriebe.

Durch entsprechende Anordnung der Ansaug- und Austrittsölkanäle 136 und 127, 115, 156 etc. und/oder durch zusätzliche (Dicht-) Elemente kann ohne Getriebeprimärpumpe, allein durch die Hydraulikpumpe 109 der stationäre Kühlölkreislauf aufrechterhalten werden.

Ein eigener vom Getriebe unabhängiger Ölkreislauf mit Lebensdauerölfüllung ist möglich und wird durch oberflächenvergrößernde Maßnahmen am äußeren Gehäuse 104 begünstigt.

Steuerung und Regelung erfolgen aggregatintern
Steuerungsparameter sind Antriebsdrehzahl, Abtriebsdrehzahl und zu übertragendes Moment
Hydraulikpumpe 109 ist als Hubkolbenpumpe ausgeführt
Hydraulikpumpe 109 hat vorzugsweise eine ungerade Kolbenanzahl (Gleichförmigkeit des Fördervolumenstromes)
Pumpenkolben 125 aus z. B. Alu-Druckguß mit äußerer Abstützung und gleitender Verbindung zu Exzenterring 135
Pumpenkolben 125 mit integrierten fliehkraftunterstützten (Kugel-) Saugventilen 136 (Kugelventil mit/ohne Federunterstüt zung)
die Pumpenkolben 125 können zur Verringerung des Verschleißes außen einen handelsüblichen gehärteten Innenring aus Stahl be sitzen
die Kontaktstellen der Kolben 125 sind in Form eines Gleitschu hes ausgebildet
die Kolben 125 werden durch Fliehkraft mit oder ohne Federunter stützung radial nach außen gegen den Exzentering 135 gedrückt der Temperatureinfluß der Blende 129 und damit der Steuerung kann durch geometrische Anpassung der Saugbohrungen innerhalb der Pumpenkolben 125 kompensiert werden (saugseitige Volumenstromdrosselung)

Die Druckventile 137 der Pumpe 109 sind als Kugelventile ausge führt (Blattventile etc. möglich)
das Hydraulikpumpengehäuse 130 kann aus Alu-Druckguß hergestellt sein und hat axial zum Abtriebsflansch 159 eine Lagerstelle und Öl fördernuten
in das Pumpengehäuse 130 sind die Steuerelemente (Druckventile 137, Blende 129, Überdruckventil 133, Einschaltsteuerventil 115 und Dynamikventil 144) integriert
die Blende 129 ist in bekannter Form ausgeführt (dünne Platte und Bohrung mit kleinem Durchmesser)
Blende 129 ist zur Vermeidung von Verunreinigungen mit einem Filtersieb geschützt
Überdruckventil 133 ist als einfaches Federkugelventil ausge führt
das Überdruckventil 133 sollte aus Komfort- und Funktionssicher heitsgründen das maximale Kupplungsmoment auf das ca. 1,1- bis 1,6fache des maximalen Motormomentes begrenzen.

Das Einschaltsteuerventil 115 ist fliehkraftgesteuert und als Nadelventil mit Federunterstützung 117 ausgeführt (Kugelventil möglich)
das Dynamikventil 144 ist als Axial-Schiebekolbenventil mit in tegriertem Kugelrückschlagventil 153 als Drei-Wege-Ventil ausge führt
Das Dynamikventil 144 dient zur Verbesserung der Regeldynamik bei Verringerung des Momentes/Arbeitsdruckes
Steuerungsprinzip nach Fig. 7
Momentenübertragungscharakteristik bei niedrigen Drehzahlen siehe Fig. 8
Qualitative Drehzahlverläufe im allgemeinen Fahrbetrieb siehe Fig. 9.

In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungsform kann die Lamellenkupplung drehfest mit dem Abtrieb verbunden sein. In ei ner weiteren nicht dargestellten Ausführungsform können Hydrau likpumpe mit Steuerelementen, Lamellenkupplung, Betätigungskol ben etc. auf der dem Getriebe zugewandten Seite des Gehäuses fi xiert sein. In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungs form kann das Kupplungsaggregat mit bzw. ohne äußeres Gehäuse 104 direkt im Getriebe positioniert sein. In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungsform kann die Hydraulikpumpe in verschiedenen Formen von Verdrängerpumpen ausgeführt sein (z. B. Zahnrad-, Flügelzellen-, Trochoidenpumpe etc.). In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungsform ist das Hydraulikpumpengehäuse axial beweglich und kann somit als Betätigungskolben direkt auf das Lamellenpaket wirken (Vorteil: Wegfall eines bzw. mehrerer Bauteile). In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungsform kann das Gehäuse außen zur zusätz lichen Wärmeabfuhr radiale Kühlrippen besitzen. In einer weite ren nicht dargestellten Ausführungsform ist in der hydraulischen Steuerung nach den Druckventilen das Überdruckventil und an schließend eine Primärblende angeordnet. Die anderen Steuerele mente folgen wie dargestellt.

Claims

1. Reibungskupplung mit permanentem Kupplungsschlupf zwischen einer von einer Kraftmaschine her antreibbaren primärseitigen Kupplungshälfte und einer zum Antreiben einer Last vorgesehenen sekundärseitigen Kupplungshälfte, bei der in einem zur Kupp lungsachse zentrisch und drehbar gelagerten sowie mit einer der beiden Kupplungshälften fest verbundenen Gehäuse wenigstens ein in Reibschluß bringbares Reibflächen-Paar mit zwei jeweils einer der Kupplungshälften drehfest zugeordneten Reibflächen, ein mit hydraulischem Arbeitsdruck beaufschlagbares Kupplungsstellglied zum Betätigen des Reibflächen-Paares, eine mit einer Drehzahl gleich der oder proportional zur Differenzdrehzahl der Kupp lungshälften angetriebene Verdrängerpumpe sowie Mittel zur Be einflussung des Arbeitsdruckes des Kupplungsstellgliedes durch den Förderdruck der Verdrängerpumpe derart, daß das übertragbare Kupplungsmoment bei von Null ansteigender Differenzdrehzahl proportional zur Differenzdrehzahl zunimmt, aufgenommen sind, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Gehäuse (4, 104) weiterhin ein Einschaltsteuerventil (15, 115) für den Arbeitsdruck des Kupplungsstellgliedes (7, 107), federnde Mittel (17, 117) zur Betätigung des Einschalt steuerventiles (15, 115) in Richtung einer zum Abschalten des Arbeitsdruckes vom Kupplungsstellglied (7, 107) vorgesehenen Ab schaltstellung (18, 118), wenigstens ein an einer der beiden Kupplungshälften radial beweglich angeordnetes Fliehgewicht (20, 120) sowie Steuerungsmittel aufgenommen sind, durch welche eine aus der Fliehkraft des Fliehgewichtes (20, 120) resultierende Steuerhilfskraft am Einschaltsteuerventil (15, 115) zu dessen Betätigung entgegen den federnden Mitteln (17, 117) in Richtung einer für die Beaufschlagung des Kupplungsstellgliedes (7, 107) mit Arbeitsdruck vorgesehenen Einschaltstellung (21, 121) zur Wirkung bringbar ist.

2. Reibungskupplung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß für das Einschaltsteuerventil (15, 115) ein Drosselventil verwendet ist.

3. Reibungskupplung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Einschaltsteuerventil (15, 115) durch eine zusätzliche, zum Förderdruck der Verdrängerpumpe (9, 109) proportionale Steu erhilfskraft (Steuerdruckfläche 24, 124) in Richtung seiner Ab schaltstellung (18, 118) betätigbar ist.

4. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerpumpe (9, 109) ventilgesteuert und drehrich tungsunabhängig ist, und daß die Förderleitung (26, 126) der Verdrängerpumpe (9, 109) eine eine Blende (29, 129) enthaltende hydraulische Verbindung (28, 128) mit einem Druckentlastungsan schluß (27, 127) aufweist.

5. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Förderleitung (26, 126) der Verdrängerpumpe (9, 109) ei ne ein Überdruckventil (33, 133) enthaltende hydraulische Ver bindung (32, 132) mit einem Druckentlastungsanschluß (31, 131) aufweist.

6. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Kupplungsstellglied (7, 107) eine gegenüber dem Gehäuse innenraum (10, 110) des Gehäuses (4, 104) abgeteilte Arbeits druckkammer (41, 141) für seine Druckbeaufschlagung mit Arbeits druck aufweist, und daß zwischen der Arbeitsdruckkammer (41, 141) und der Förderleitung (26, 126) der Verdrängerpumpe (9, 109) eine hydraulische Verbindung (43, 143) vorgesehen ist.

7. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Gehäuse (4, 104) weiterhin ein Dynamikventil (44, 144) aufgenommen ist, bei dem eine Ventilgehäusebohrung durch einen Steuerkolben (46, 146) in eine mit der Förderleitung (26, 126) der Verdrängerpumpe (9, 109) hydraulisch verbundene pumpen seitige Ventilkammer (48, 148) und in eine mit der Arbeitsdruck kammer (41, 141) des Kupplungsstellgliedes (7, 107) hydraulisch verbundene kupplungsseitige Ventilkammer (49, 149) unterteilt ist und der Steuerkolben (46, 146) einen Durchgang für die hy draulische Verbindung der Ventilkammern (48, 49 bzw. 148, 149), welcher durch ein in Richtung Arbeitsdruckkammer (41, 141) öff nendes federbelastetes Rückschlagventil (53, 153) absperrbar ist, aufweist sowie in Abhängigkeit von der Druckdifferenz zwi schen den Ventilkammern (48, 49 bzw. 148, 149) zwischen zwei Endstellungen umsteuerbar ist, und daß der Steuerkolben (46, 146) eine hydraulische Verbindung zwischen der kupplungsseitigen Ventilkammer (49, 149) und einem Druckentlastungsanschluß (56, 156) der Ventilgehäusebohrung aufsteuert, wenn der Druck in der kupplungsseitigen Ventilkammer (49, 149) höher ist als der Druck in der pumpenseitigen Ventilkammer (48, 148).

8. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß für die Reibflächen primär- und sekundärseitige Lamellen (6 und 8; 106 und 108) verwendet sind.

9. Reibungskupplung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Lamellen (6, 8 bzw. 106, 108) einerseits und die Ver drängerpumpe (9, 109) andererseits konzentrisch zueinander ange ordnet sind.

10. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Verbindung (43) zwischen der Förderleitung (26) der Verdrängerpumpe (9) und der Arbeitsdruckkammer (41) des Kupplungsstellgliedes (7) eine Blende (61) enthält und der die Blende (61) mit der Arbeitsdruckkammer (41) verbindende Ab schnitt (64) der hydraulischen Verbindung (43) durch das Ein schaltsteuerventil (15) mit einem Druckentlastungsanschluß (60) verbunden ist.

11. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Fliehgewicht (20) an der mit einem Turbinenrad (11) ei nes hydrodynamischen Drehmomentwandlers (14) verbundenen sekun därseitigen Kupplungshälfte (5) angeordnet ist.

12. Reibungskupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Fliehgewicht (120) an der mit der Hauptwelle (116) einer Antriebsmaschine verbundenen primärseitigen Kupplungshälfte (103) angeordnet ist.