EP3247919A1 - Kupplungssystem - Google Patents

Kupplungssystem

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Publication number
EP3247919A1
EP3247919A1 EP15707263.8A EP15707263A EP3247919A1 EP 3247919 A1 EP3247919 A1 EP 3247919A1 EP 15707263 A EP15707263 A EP 15707263A EP 3247919 A1 EP3247919 A1 EP 3247919A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
clutch
pressure plate
radius
coupling device
spring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP15707263.8A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Jens BOHNEN
Florian Vogel
Markus Hausner
Philippe Wagner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Publication of EP3247919A1 publication Critical patent/EP3247919A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/08—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member
    • F16D25/082—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member the line of action of the fluid-actuated members co-inciding with the axis of rotation
    • F16D25/083—Actuators therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D13/00—Friction clutches
    • F16D13/58—Details
    • F16D13/75—Features relating to adjustment, e.g. slack adjusters
    • F16D13/757—Features relating to adjustment, e.g. slack adjusters the adjusting device being located on or inside the clutch cover, e.g. acting on the diaphragm or on the pressure plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2300/00—Special features for couplings or clutches
    • F16D2300/26—Cover or bell housings; Details or arrangements thereof

Definitions

  • the present invention relates to a clutch system with a clutch device, in particular with a friction clutch for a drive train of a motor vehicle.
  • iDP (swing radius - actuation radius) / (effective radius - swing radius).
  • the pressure plate assembly is a pre-assembled subassembly of the coupling device, i. the actual friction clutch, and usually includes all components of the coupling device minus the counter-pressure plate and the clutch disc.
  • the coupling device and actuator have been independently optimized.
  • the coupling device this meant that the translation Ratio of the printing plate assembly has been considered in a range of 2.6 to 4.5 as a standard in the automotive industry, in particular, because in the automotive manufacturers, the coupling device and the actuator are usually associated with different, separate in the development, subject areas.
  • the coupling device is usually associated with the subject of powertrain, while the actuator is usually associated with the subject area chassis.
  • an optimal design of the entire coupling system consisting of the coupling device and the actuator has not yet taken place.
  • the coupling device Based on the path-related efficiency of the entire coupling system, the coupling device has the following effects:
  • the plate spring By the actuator, the plate spring is acted upon disengagement on the plate spring tongues with the disengaging force.
  • the plate spring tongues are initially bent so far in the axial direction until their spring force corresponds to the applied release force. The way spent for this is not converted according to the translation of the coupling device or the pressure plate assembly in Abhub, but must be additionally applied. Stiffer disc spring tongues and / or lower release forces can reduce this path loss.
  • the release force is lower at a higher ratio of the pressure plate assembly, whereby the deflection of the plate spring tongues is reduced.
  • the disk spring bearing formed by the wire ring moves along with the clutch cover support in the axial direction, wherein the Ausschweg as long as can not be translated into Abhub until the clutch cover has taken its force-free position.
  • the plate spring is preferably supported on a support plate-side support spring, which is rigidly connected in the axial direction with the clutch cover and which also constitutes a part of the pivotable mounting of the plate spring. Due to the rigid connection of the support spring on the clutch cover, the release force causes further compression of the clutch cover, this further spring also can not be translated into Abhub the pressure plate.
  • the rigidity of the clutch cover increases when the pivotable mounting, in particular the wire ring support, lies radially further outward for increasing the transmission ratio. The higher lid stiffness causes less deformation of the clutch cover, making the clutch cover generally thinner-walled, i. less stiff, and thus can be designed more cost-effective.
  • the path-related optimization of the entire clutch system with the increase of the gear ratio of the coupling device or the pressure plate assembly also has an effect on the actuator, which is subsequently preferably designed as a fluidic actuator for engaging and / or disengaging the coupling device.
  • Fluidic losses due to deformation on seals and lines When the coupling device is actuated, a pressure arises in the fluidic actuating device which depends on the applied disengagement force and on the surface of the slave piston in the slave cylinder. When disengaging a fluid volume is moved from the master cylinder via a fluid line in the slave cylinder. From the area ratio of slave piston to master piston results in the ratio of the clutch hydraulic iH.
  • the clutch pedal acts as a lever and converts the actuation energy of the driver's foot into the actuation energy on the master cylinder. Due to its limited stiffness, the energized clutch pedal springs around a path that can not be translated into a stroke of the master cylinder and therefore is not available for operation of the clutch device. A lesser path loss on the clutch pedal can be achieved by a stiffer clutch pedal and / or a lower pedal force. In particular, the increase in the gear ratio of the pressure plate assembly leads to a reduction in the pedal force and thus to a lower path loss of the clutch pedal.
  • the clutch cover and with it the entire coupling system can be made particularly cost-effective.
  • the plate spring is pivotally mounted in the region of the pivot radius on the clutch cover.
  • the pivotable mounting on the clutch cover comprises at least one wire ring and / or at least one support spring, with / with which the plate spring clutch cover side and / or pressure plate side is in abutment.
  • pivotable mounting clutch cover side hooks and / or bolts comprises, by which the plate spring is mounted directly or indirectly on the clutch cover pivotally. This type of storage allows particularly low path loss.
  • the clutch pedal is equipped with an over-center spring, which reduces the maximum pedal force on the clutch pedal by 30 N to 50 N, preferably by 35 N to 45 N. This reduces the operating forces that the driver of the motor vehicle must exert on the clutch pedal to the coupling device disengage.
  • the over-center spring enables optimization of the travel losses in the clutch system.
  • the clutch pedal has a maximum pedal travel of 120 mm to 160 mm, preferably from 130 mm to 150 mm. Based on the clutch system, the efficiency of the entire clutch system can thus be optimized without resulting in differences from the usual operation for the driver.
  • the coupling device may preferably be provided with a wear adjustment device.
  • the wear adjustment device is preferably a path-based wear adjustment device.
  • the wear adjustment device preferably has an adjusting ring, which is mounted in the axial direction between the pressure plate and the plate spring, in particular the force edge of the plate spring, clamped.
  • the adjusting ring On its surface facing away from the plate spring, the adjusting ring has ramps which are slidably mounted on counter ramps, which are preferably embedded in the pressure plate, so that upon a relative rotation of the adjusting the ramps of the adjusting slide along the counter ramps, whereby the distance between the Pressure plate and the pressure plate facing away from the surface of the adjusting ring, with which the adjusting ring is in contact with the plate spring changed.
  • the drive of the adjusting ring is preferably carried out by a spindle drive which can be driven by a drive pawl.
  • a spindle drive which can be driven by a drive pawl.
  • Is not yet trailing clutch wear sufficiently large skips when engaging the coupling device, the tongue of the drive pawl a tooth of a drive pinion of the spindle drive, whereby the clutch wear is sensed, and engages in the subsequent disengagement of the coupling device in the subsequent tooth root of the drive pinion, wherein in the course of further disengaging the drive pinion and thus the entire spindle drive is rotated by the drive clinic.
  • This rotational movement is transmitted from the spindle drive on the adjusting ring, which in turn is rotated in order to readjust the previously sensed by the drive pawl clutch wear.
  • Figure 1 is a sectional view of an embodiment of a coupling system with a coupling device and an actuating device
  • FIG. 2 shows a detailed view of the coupling device from FIG. 1.
  • Figures 1 and 2 relate to a preferred embodiment of a coupling system 1 for a motor vehicle, wherein the coupling system 1 comprises a coupling device 2 and an actuating device 3.
  • the coupling system 1 comprises a coupling device 2 and an actuating device 3.
  • Features that are not marked in the present description as essential to the invention are to be understood as optional. Therefore, the following description also relates to other embodiments of the coupling system 1 in its entirety, the coupling device 2 or the actuator 3, the sub-combinations of the features to be explained below.
  • the coupling device 2 shown in detail in FIG. 2 is part of the coupling system 1 shown in FIG.
  • the coupling device 2 is rotatably mounted about a rotational axis D and has at least one pressure plate 5, at least one counter-pressure plate 4 and at least one in the axial direction A of the coupling device 2 between the pressure plate 5 and the counter-pressure plate 4 arranged clutch disc 6.
  • the counter-pressure plate 4 is firmly connected to a clutch housing, in particular a clutch cover 7, in particular screwed.
  • the pressure plate 5 is rotatably mounted in the clutch cover 7 and in the axial direction A of the coupling device 2 limited displacement.
  • the pressure plate 5 is non-rotatably attached to the clutch cover 7 by means of a plurality of unillustrated, in the circumferential direction U of the Kupplungsvor- device 2 spaced leaf springs and away from the counter-pressure plate 4, i. with reference to Figure 1 to the right, biased.
  • the coupling device 2 a plate spring 8, which is supported on the housing side or coupling cover side and can be actuated by the actuator 3.
  • the clutch cover side support can be done, for example, by a mounted on the clutch cover 7, pivotable storage 1 1, through which the plate spring 8 is suspended tilted.
  • the plate spring 8 has a force edge 9.
  • the force edge 9 can act on Anpressplattennocken directly on the pressure plate 5, but can also, as shown in Figures 1 and 2, via an adjusting ring, which is assigned to a, preferably wegbas functioning, wear adjuster 16, indirectly act on the pressure plate 5.
  • the pressure plate 5 Since due to the slip speed in the construction of the friction, both the friction linings of the clutch disc 6 and to a lesser extent the friction surfaces of the counter-pressure plate 4 and the pressure plate 5 are subject to wear, the pressure plate 5 must move closer and closer to the counter pressure plate 4 over the life of the coupling device 2 be to compensate for the decrease in the thickness of the friction linings and the strength of the friction surfaces in the axial direction A and produce the frictional engagement or the coupling device 2 can engage. As a result, the installation position of the plate spring 8 would change. To compensate for this and thus to keep the installation position of the plate spring 8 constant. th, in the coupling device 2, the aforementioned wear adjusting device 16 is preferably formed.
  • the wear adjusting device 16 has a spindle drive, on which or on the spindle shaft of a drive pinion is arranged rotationally fixed.
  • the entire spindle drive is rotatably mounted on the pressure plate 5 by at least one spindle bearing device, wherein the spindle bearing device is connected, in particular screwed or riveted, to a side of the pressure plate 5 facing away from the clutch disc 6, for example.
  • a spindle nut of the spindle drive is connected to the adjusting ring, wherein a rotational movement of the spindle drive is converted into a translational movement of the spindle nut and the translational movement of the spindle nut is converted into a rotational movement of the adjusting ring.
  • the adjusting ring is designed as a ramp ring. Ramps of the adjusting ring are slidably mounted on counter ramps, which are formed on the side facing away from the clutch disc of the pressure plate 5, preferably in the pressure plate 5 are recessed.
  • the drive pinion is provided on its lateral surface with a tooth structure having a certain pitch or tooth width.
  • the drive pinion has in the transverse direction of the coupling device 2 on opposite side surfaces or end faces, which limit the drive pinion in the transverse direction.
  • a free end of a drive pawl of the wear adjustment device 16 is designed to be able to engage substantially in a form-fitting manner in the tooth structure of the drive pinion.
  • the drive pawl has one, two or more than two latching tongues extending essentially in the axial direction A of the coupling device 2 in the direction of the drive pinion, which are designed to be able to engage in positive engagement with the toothed structure of the drive pinion, preferably alternately. If at least two latching tongues are present, the latching tongues preferably have a length difference which is less than the pitch of the toothed structure of the drive pinion.
  • the respective latch tongue is biased in the radial direction R of the coupling device 2 against the drive pinion, so that the engagement may additionally also have a non-positive component.
  • the drive pawl is biased in the axial direction A of the coupling device 2 against the drive pinion.
  • the drive pawl preferably has a spring section, which merges into the latch tongue or into the latch tongues.
  • the spring portion of the drive pawl preferably extends substantially in the radial direction R of the coupling device 2 and is connected to the clutch housing, in particular the clutch cover 7, for example screwed or riveted.
  • the spring portion is arranged on the outside of the clutch cover 7, so that the latch tongue extends through a recess in the clutch cover 7 inwardly to the drive pinion.
  • the spring portion is arranged on the inside of the clutch cover 7.
  • the elastic bias of the spring portion against the clutch cover 7 and in the axial direction A of the coupling device 2 can be supported by a bias plate.
  • a bias plate for example, with the force edge 9 of the plate spring 8 or with the plate spring side surface of the adjusting ring is brought into contact or is in abutment, the biasing plate can be lifted from the spring portion to axial vibrations of the pressure plate 5 in the disengaged state of the coupling device 2 to prevent unwanted wear adjustment and / or damage to the wear adjustment 16, in particular the latch tongue with blocked spindle drive.
  • the possible relative travel between the drive pawl and the drive pinion of the spindle drive can be limited by the stop.
  • the pressure plate 5 moves toward the reaction plate 4, i. with reference to Figure 1 to the left.
  • the free end of the latch tongue of the drive pawl slides or slide the free ends of the latch tongues of the drive pawl over a tooth flank of the tooth structure of the drive pinion. If there is sufficient clutch wear, the pressure plate 5 must continue to move toward the counter-pressure plate 4, so that finally a free end of at least one latch tongue, which skips tooth tip following the tooth flank.
  • the wear adjuster 16 preferably includes at least one pawl formed and arranged to prevent the drive pinion from reverse rotation, i. against a rotation counter to the first direction of rotation to lock.
  • the pivotable bearing 1 1 of the plate spring 8 is realized by a clutch cover side wire ring 13 and a pressure plate side support spring 14.
  • the plate spring 8 is pivotally mounted in the region of its pivoting radius 17 on the clutch cover 7.
  • the pressure plate-side support spring 14 is held in the axial direction A of the coupling device 2, for example by setting heads of Tellerfederzentrierbolzen 15 and biased in the direction of the clutch cover 7 against the plate spring 8. At the same time can be done by the Tellerfederzentrierbolzen 15 and a rotation of the support spring 14 in the circumferential direction U of the coupling device 2.
  • the pivotable bearing 1 1 on the clutch cover 7 comprises at least one wire ring 13 and / or at least one support spring 14, with / to which the plate spring 8 clutch cover side and / or pressure plate side is in abutment.
  • the pivotable mounting 1 1 further comprises coupling cover side hooks and / or bolts, in particular Tellerfederzentrierbolzen 15 through which the plate spring 8 is indirectly or directly attached to the clutch cover 7 pivotally.
  • cover side hooks and / or bolts in particular Tellerfederzentrierbolzen 15 through which the plate spring 8 is indirectly or directly attached to the clutch cover 7 pivotally.
  • the support spring 14 it is also possible, for example, to use a second, pressure-plate-side wire ring for forming the pivotable bearing 11 of the plate spring 8.
  • wire rings for example, when the Tellerfederzentrierbolzen 15 or other clutch cover side sections are provided with corresponding cam portions through which the plate spring 8 can be mounted directly pivotable.
  • the pivoting radius 17 defines the distance from the pivot point defined by the pivotable bearing 1 1 of the disc spring 8 to the rotational axis D of the coupling device 2.
  • the actuating radius 18 defines the distance from the contact point of the actuator 3, usually a release bearing 22 of the actuator 3, on the plate spring 8, More specifically, the diaphragm spring tongues 10, the axis of rotation D of the coupling device 2.
  • the effective radius 19 defines the distance from the support point of the plate spring 8, more precisely from the contact point of the force edge 9 of the plate spring 8, on the pressure plate 5, usually the Anpressplattennocken or the adjusting ring of anpressplatten serviceen wear adjustment 16, the axis of rotation D of the coupling device. 2
  • the plate spring 8 acts on the radial direction R of the coupling device 2 outside the pivot radius 17 arranged Wirkradius 19 on the pressure plate 5. Further, the plate spring 8 on the radial direction R within the pivot radius 17 arranged actuating radius 18 by the actuator 3, more precisely the release bearing 22 of the actuator 3, operable.
  • the actuating device 3 is preferably designed as a fluidic actuating device, in particular as a hydraulic or semi-hydraulic actuating device 3.
  • a slave piston 21 is arranged limited displaceable.
  • the slave cylinder 20 is connected via a fluid line 23 to a master cylinder 24 of the actuator 3.
  • a master piston 25 is arranged displaceably limited, wherein a displacement of the master piston 25 via the fluid line 23 and the fluid displaced therein causes a displacement of the slave piston 21.
  • the slave piston 21 in turn acts on the release bearing 22 to disengage the coupling device 2 on the plate spring tongues 10 or constructivetücken.
  • a clutch pedal 27 is rotatably mounted on a pedal bracket 26.
  • the pedal bracket 26 is usually arranged in the footwell of the motor vehicle. Between a starting position and a maximum compressed position, the clutch pedal 27 can cover a maximum pedal travel 28, wherein the maximum pedal travel 28 describes a part of a circular path.
  • the clutch pedal 27 is equipped with an over-center spring to provide the maximum pedaling force that the driver of the power train vehicle with his foot must apply to disengage the coupling device 2, reduce.
  • iH (area slave piston) / (area master piston).
  • the clutch pedal translates
  • the clutch pedal 27 preferably has a maximum pedal travel 28 of 120 mm to 160 mm, in particular preferably of 130 mm to 150 mm.
  • the clutch pedal 27 is equipped with an over-center spring, which reduces the maximum pedal force on the clutch pedal 27 by 20% to 40%, preferably by 25% to 35%.
  • the maximum pedal force on the clutch pedal 27 is reduced in absolute terms by 30 N to 50 N, preferably by 35 N to 45 N.
  • the preceding embodiments relate to a coupling system 1 with a coupling device 2 and an actuating device 3 for engagement and / or disengagement of the coupling device 2, wherein the coupling device 2 at least one counter-pressure plate 4, at least one clutch cover 7 with at least one on a pivot radius 17 pivotally mounted disc spring.

Landscapes

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Abstract

Kupplungssystem (1) mit einer Kupplungsvorrichtung (2) und einer Betätigungsvorrichtung (3) zum Ein- und/oder Ausrücken der Kupplungsvorrichtung, wobei die Kupplungsvorrichtung zumindest eine Gegendruckplatte (4), zumindest einen Kupplungsdeckel (7) mit zumindest einer auf einem Schwenkradius (17) verschwenkbar gelagerten Tellerfeder (8), und zumindest eine in axialer Richtung (A) der Kupplungsvorrichtung durch die Tellerfeder begrenzt verlagerbaren Anpressplatte (5) zur reibschlüssigen Klemmung einer Kupplungsscheibe (6) zwischen der Anpressplatte (5) und der Gegendruckplatte (4) aufweist, wobei die Tellerfeder auf einem in radialer Richtung der Kupplungsvorrichtung außerhalb des Schwenkradius angeordneten Wirkradius auf die Anpressplatte wirkt und auf einem in radialer Richtung innerhalb des Schwenkradius angeordneten Betätigungsradius durch die Betätigungsvorrichtung betätigbar ist, wobei gilt: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius)>= 5, und wobei die Betätigungsvorrichtung (3) zumindest ein Kupplungspedal (27) mit einem Übersetzungsverhältnis 3,5<= iP<= 5,5 aufweist.

Description

Kupplungssystem
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Kupplungssystem mit einer Kupplungsvorrichtung, insbesondere mit einer Reibungskupplung für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs.
Aus der älteren, nicht vorveröffentlichten DE 10 2014 21 1 468.3 ist eine Kupplungsvorrichtung mit einer Gegendruckplatte, einem Kupplungsdeckel mit einer auf einem Schwenkradius verschwenkbar gelagerten Tellerfeder, und einer in axialer Richtung der Kupplungsvorrichtung durch die Tellerfeder begrenzt verlagerbaren Anpressplatte zur reibschlüssigen Klemmung einer Kupplungsscheibe zwischen der Anpressplatte und der Gegendruckplatte bekannt. Die Tellerfeder wirkt auf einem in radialer Richtung der Kupplungsvorrichtung außerhalb des Schwenkradius angeordneten Wirkradius auf die Anpressplatte und ist auf einem in radialer Richtung innerhalb des Schwenkradius angeordneten Betätigungsradius durch eine Betätigungsvorrichtung, beispielsweise ein Ausrücksystem, genauer gesagt ein Ausrücklager des Ausrücksystems, betätigbar. Generell ist die Übersetzung der Kupplungsvorrichtung, genauer gesagt die Übersetzung der Druckplattenbaugruppe, iDP definiert als: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius). Die Druckplattenbauruppe ist eine vormontierbare Unterbaugruppe der Kupplungsvorrichtung, d.h. der eigentlichen Reibungskupplung, und umfasst üblicherweise sämtliche Bauteile der Kupplungsvorrichtung abzüglich der Gegendruckplatte und der Kupplungsscheibe.
Um die Übersetzung der Kupplungsvorrichtung bzw. der Druckplattenbaugruppe ohne Austausch des Kupplungsdeckels verändern zu können, wird in der DE 10 2014 21 1 468.3 ein Kupplungsdeckel mit zwei konzentrischen, ringförmigen Aufnahmesicken zur Aufnahme eines entsprechenden Drahtrings, der einen Teil der verschwenkbaren Lagerung der Tellerfeder bildet, vorgeschlagen. Wenn die verschwenkbare Lagerung der Tellerfeder mittels des Drahtrings, der in der in radialer Richtung innen angeordneten Aufnahmesicke eingelegt ist, ausgebildet wird, ist eine kleinere Übersetzung der Druckplattenbaugruppe iDP möglich. Wenn die verschwenkbare Lagerung mittels des Drahtrings, der in der in radialer Richtung außen angeordneten Aufnahmesicke eingelegt ist, ausgebildet wird, ist eine größere Übersetzung der Druckplattenbaugruppe iDP möglich. Bekannte Übersetzungen der Druckplattenbaugruppe liegen zwischen 2,6 und 4,5, insbesondere zwischen 3,1 und 4.
In der Vergangenheit wurden Kupplungsvorrichtung und Betätigungsvorrichtung unabhängig voneinander optimiert. Für die Kupplungsvorrichtung bedeutete dies, dass das Übersetzungs- Verhältnis der Druckplattenbaugruppe in einem Bereich von 2,6 bis 4,5 als Standard in der Automobilindustrie angesehen wurde, insbesondere auch, weil bei den Automobilherstellern die Kupplungsvorrichtung und die Betätigungsvorrichtung üblicherweise unterschiedlichen, in der Entwicklung voneinander getrennten, Sachgebieten zugeordnet sind. Die Kupplungsvorrichtung ist üblicherweise dem Sachgebiet Antriebsstrang zugeordnet, während die Betätigungsvorrichtung üblicherweise dem Sachgebiet Chassis zugeordnet ist. Somit hat eine optimale Auslegung des gesamten Kupplungssystems, bestehend aus der Kupplungsvorrichtung und der Betätigungsvorrichtung bisher nicht stattgefunden.
Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Möglichkeit anzugeben, um ein Kupplungssystem global zu optimieren.
Erfindungsgemäß gelöst wird diese Aufgabe durch ein Kupplungssystem gemäß Patentanspruch 1 mit einer Kupplungsvorrichtung und einer Betätigungsvorrichtung zum Ein- und/oder Ausrücken der Kupplungsvorrichtung, wobei die Kupplungsvorrichtung zumindest eine Gegendruckplatte, zumindest einen Kupplungsdeckel mit zumindest einer auf einem Schwenkradius verschwenkbar gelagerten Tellerfeder, und zumindest eine in axialer Richtung der Kupplungsvorrichtung durch die Tellerfeder begrenzt verlagerbaren Anpressplatte zur reibschlüssigen Klemmung einer Kupplungsscheibe zwischen der Anpressplatte und der Gegendruckplatte aufweist, wobei die Tellerfeder auf einem in radialer Richtung der Kupplungsvorrichtung außerhalb des Schwenkradius angeordneten Wirkradius auf die Anpressplatte wirkt und auf einem in radialer Richtung innerhalb des Schwenkradius angeordneten Betätigungsradius durch die Betätigungsvorrichtung betätigbar ist, wobei gilt: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius) >= 5, und wobei die Betätigungsvorrichtung zumindest ein Kupplungspedal mit einem Übersetzungsverhältnis 3,5 <= iP <= 5,5 aufweist. Hierdurch lassen sich, bezogen auf den Wirkungsgrad des gesamten Kupplungssystems, die Wegverluste aufgrund der begrenzten Steifigkeit des Kupplungspedals minimieren.
Bezogen auf den wegbezogenen Wirkungsgrad des gesamten Kupplungssystems ergeben sich für die Kupplungsvorrichtung die folgenden Effekte:
Durchbiegung der Tellerfederzungen: Durch die Betätigungsvorrichtung wird die Tellerfeder beim Ausrücken an den Tellerfederzungen mit der Ausrückkraft beaufschlagt. Dabei werden die Tellerfederzungen zunächst soweit in axialer Richtung durchgebogen, bis ihre Federkraft der anliegenden Ausrückkraft entspricht. Der hierfür aufgewendete Weg wird nicht gemäß der Übersetzung der Kupplungsvorrichtung bzw. der Druckplattenbaugruppe in Abhub umgewandelt, sondern muss zusätzlich aufgebracht werden. Durch steifere Tellerfederzungen und/oder geringere Ausrückkräfte kann dieser Wegverlust reduziert werden. Erfindungsgemäß ist bei einer höheren Übersetzung der Druckplattenbaugruppe die Ausrückkraft geringer, wodurch die Durchbiegung der Tellerfederzungen verringert wird.
Deckelfederung: Im eingerückten Zustand der Kupplungsvorrichtung, dem sogenannten Betriebspunkt, stützt sich der Kraftrand der Tellerfeder an der Anpressplatte, genauer gesagt an den Anpressplattennocken, sowie an einer Auflage am Kupplungsdeckel, die üblicherweise durch einen in einer kupplungsdeckelseitigen Aufnahmesicke eingelegten Drahtring ausgebildet ist, ab. Die auf den Kupplungsdeckel wirkende Axialkraft ist von der Anpresskraft der Kupplung abhängig und lässt den Kupplungsdeckel in Abhängigkeit von der axialen De- ckelsteifigkeit auffedern. Beim Ausrücken der Kupplungsvorrichtung wird die Tellerfeder in die entgegengesetzte Richtung betätigt. Dadurch wird zunächst die auf den Kupplungsdeckel wirkende Axialkraft abgebaut, wodurch der Kupplungsdeckel in seine kraftfreie Lage einfedert. Dabei bewegt sich das durch den Drahtring ausgebildete Tellerfederlager an der Kupplungsdeckelauflage in axialer Richtung mit, wobei der Ausrückweg solange nicht in Abhub übersetzt werden kann, bis der Kupplungsdeckel seine kraftfreie Lage eingenommen hat. Beim weiteren Ausrücken stützt sich die Tellerfeder vorzugsweise an einer anpressplattenseitigen Stützfeder ab, die in axialer Richtung steif mit dem Kupplungsdeckel verbunden ist und die ebenfalls ein Teil der verschwenkbaren Lagerung der Tellerfeder darstellt. Durch die steife Anbindung der Stützfeder am Kupplungsdeckel bewirkt die Ausrückkraft ein weiteres Einfedern des Kupplungsdeckels, wobei dieser weitere Federweg ebenfalls nicht in Abhub der Anpressplatte übersetzt werden kann. Gemäß der Lehre des Patentanspruchs 1 nimmt die Steifigkeit des Kupplungsdeckels zu, wenn die verschwenkbare Lagerung, insbesondere die Drahtringauflage, zur Übersetzungssteigerung radial weiter außen liegt. Die höhere Deckelsteifigkeit bedingt eine geringere Verformung des Kupplungsdeckels, wodurch der Kupplungsdeckel insgesamt dünnwandiger, d.h. weniger steif, und damit auch kostengünstiger ausgebildet sein kann.
Die wegbezogene Optimierung des gesamten Kupplungssystems mit der Steigerung des Übersetzungsverhältnisses der Kupplungsvorrichtung bzw. der Druckplattenbaugruppe hat ebenfalls Auswirkungen auf die Betätigungsvorrichtung, die nachfolgend vorzugsweise als fluidische Betätigungsvorrichtung zum Ein- und/oder Ausrücken der Kupplungsvorrichtung ausgebildet ist. Fluidische Verluste durch Verformung an Dichtungen und Leitungen: Beim Betätigen der Kupplungsvorrichtung stellt sich in der fluidischen Betätigungsvorrichtung ein Druck ein, der von der anliegenden Ausrückkraft sowie der Fläche des Nehmerkolbens im Nehmerzylinder abhängig ist. Beim Ausrücken wird ein Fluidvolumen vom Geberzylinder über eine Fluid- leitung in den Nehmerzylinder verschoben. Aus dem Flächenverhältnis von Nehmerkolben zu Geberkolben ergibt sich das Übersetzungsverhältnis der Kupplungshydraulik iH. Infolge des herrschenden Drucks kommt es abhängig von der Steifigkeit der jeweiligen Komponenten zu Verformungen in den Dichtungen und Fluidleitungen. Mit diesen Verformungen geht eine Volumenzunahme einher, die durch das vom Geberzylinder verschobene Fluidvolumen gefüllt wird. Somit kommt nur ein Teil des vom Geberzylinder verschobenen Fluidvolumens im Nehmerzylinder an und kann dort zur Betätigung der Kupplungsvorrichtung benutzt werden. Im Vergleich zu einem ideal steifen fluidischen Betätigungssystem bleibt also ein Teil des möglichen Hubs des Geberzylinders durch die druckabhängigen Verlustvolumina ungenutzt. Durch geringere druckabhängige Verlustvolumina und/oder eine geringere Ausrückkraft und/oder eine größere Fläche des Nehmerzylinders lassen sich diese Wegverluste reduzieren. Die Begriffe Fluid und Hydraulik umfassen dabei nicht nur Flüssigkeiten, sondern auch Gase, insbesondere Luft. Gleiche Überlegungen gelten für semifluidische Betätigungsvorrichtungen ebenso wie für die Steifigkeiten in rein mechanischen Betätigungsvorrichtungen.
Steifigkeit des Kupplungspedals: Das Kupplungspedal wirkt als Hebel und wandelt die Betätigungsenergie des Fahrerfußes in die Betätigungsenergie am Geberzylinder um. Aufgrund seiner begrenzten Steifigkeit federt das mit Kraft beaufschlagte Kupplungspedal um einen Weg ein, der nicht in einen Hub des Geberzylinders umgesetzt werden kann und folglich nicht für die Betätigung der Kupplungsvorrichtung zur Verfügung steht. Ein geringerer Wegverlust am Kupplungspedal kann durch ein steiferes Kupplungspedal und/oder eine geringere Pedalkraft erzielt werden. Insbesondere führt die Steigerung des Übersetzungsverhältnisses der Druckplattenbaugruppe zu einer Verringerung der Pedalkraft und damit zu einem geringeren Wegverlust des Kupplungspedals.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen dargelegt.
Vorzugsweise ist der Kupplungsdeckel aus einem Blechmaterial mit einer Materialdicke d <= 5 mm hergestellt. Hierdurch kann der Kupplungsdeckel und mit ihm das gesamte Kupplungssystem besonders kosttengünstig hergestellt werden. Vorzugsweise gilt für das Übersetzungsverhältnis der Druckbarplattenbaugruppe: 5,5 <= iDP <= 6,5. Bei diesem Übersetzungsverhältnis treten besonders geringe Wegverluste auf, ohne dass es zu einem übermäßigen Anstieg des benötigten Bauraums kommt.
Weiterhin ist es von Vorteil, wenn für die Materialdicke gilt: 3 mm <= d <= 4,5 mm. Insbesondere ist es von Vorteil, wenn für die Materialdicke gilt: 3 mm <= d <= 4 mm. Hierdurch ist es möglich, durch den verringerten Materialeinsatz für den Kupplungsdeckel eine besonders kostengünstige Kupplungsvorrichtung zu bauen.
Gemäß einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel ist die Tellerfeder im Bereich des Schwenkradius verschwenkbar am Kupplungsdeckel gelagert.
Dabei ist es von Vorteil, wenn die verschwenkbare Lagerung am Kupplungsdeckel zumindest einen Drahtring und/oder zumindest eine Stützfeder umfasst, mit dem/mit der sich die Tellerfeder kupplungsdeckelseitig und/oder anpressplattenseitig in Anlage befindet.
Weiterhin ist es von Vorteil, wenn die verschwenkbare Lagerung kupplungsdeckelseitige Haken und/oder Bolzen umfasst, durch die die Tellerfeder mittelbar oder unmittelbar am Kupplungsdeckel verschwenkbar befestigt ist. Diese Art der Lagerung ermöglicht besonders geringe Wegverluste.
Insbesondere ist es von Vorteil, wenn die fluidische Betätigungsvorrichtung zumindest einen mittelbar oder unmittelbar auf die Tellerfeder wirkenden Nehmerzylinder mit einem Nehmerkolben und zumindest einen fluidisch mit dem Nehmerzylinder verbundenen Geberzylinder mit einem Geberkolben aufweist, wobei bezüglich der Kolbenflächen gilt: iH = (Fläche Nehmerkolben) / (Fläche Geberkolben), wobei 1 ,5 <= iH <= 3,5. Hierdurch ist eine weitere Steigerung des Wirkungsgrades des gesamten Kupplungssystems durch Verringerung der Wegverluste in der fluidischen Betätigungsvorrichtung möglich.
Insbesondere ist es von Vorteil, wenn das Kupplungspedal mit einer Übertotpunktfeder ausgestattet ist, die die maximale Pedalkraft am Kupplungspedal um 30 N bis 50 N, vorzugsweise um 35 N bis 45 N, verringert. Hierdurch verringern sich die Betätigungskräfte, die der Fahrer des Kraftfahrzeugs auf das Kupplungspedal ausüben muss, um die Kupplungsvorrichtung auszurücken. Gleichzeitig ermöglicht die Übertotpunktfeder die Optimierung der Wegverluste im Kupplungssystem.
Weiterhin ist es von Vorteil, wenn das Kupplungspedal einen maximalen Pedalweg von 120 mm bis 160 mm, vorzugsweise von 130 mm bis 150 mm, aufweist. Bezogen auf das Kupplungssystem kann somit der Wirkungsgrad des gesamten Kupplungssystems optimiert werden, ohne dass sich für den Fahrer Unterschiede zur gewohnten Betätigung ergeben.
Da aufgrund der Schlupfdrehzahl beim Aufbau des Reibschlusses sowohl die Reibbeläge der Kupplungsscheibe als auch in geringerem Maße die Reibflächen der Gegendruckplatte und der Anpressplatte einem Verschleiß unterworfen sind, kann die Kupplungsvorrichtung vorzugsweise mit einer Verschleißnachstelleinrichtung versehen sein. Bei der Verschleißnachstelleinrichtung handelt es sich vorzugsweise um eine wegbasierte Verschleißnachstelleinrichtung. Die Verschleißnachstelleinrichtung weist vorzugsweise einen Verstellring auf, der in axialer Richtung zwischen der Anpressplatte und der Tellerfeder, insbesondere dem Kraftrand der Tellerfeder, klemmbar gelagert ist. Auf seiner der Tellerfeder abgewandten Oberfläche weist der Verstell ring Rampen auf, die gleitbeweglich auf Gegenrampen angeordnet sind, die vorzugsweise in die Anpressplatte eingelassen sind, sodass bei einer relativen Verdrehung des Verstellrings die Rampen des Verstellrings an den Gegenrampen entlanggleiten, wodurch sich der Abstand zwischen der Anpressplatte und der der Anpressplatte abgewandten Oberfläche des Verstell rings, mit dem der Verstellring in Anlage an der Tellerfeder ist, verändert.
Der Antrieb des Verstellrings erfolgt vorzugsweise durch einen Spindeltrieb, der durch eine Antriebsklinke angetrieben werden kann. Ist der noch nicht nachgestellte Kupplungsverschleiß hinreichend groß, überspringt beim Einrücken der Kupplungsvorrichtung die Zunge der Antriebsklinke einen Zahn eines Antriebsritzels des Spindeltriebs, wodurch der Kupplungsverschleiß sensiert wird, und rastet beim anschließenden Ausrücken der Kupplungsvorrichtung in den nachfolgenden Zahngrund des Antriebsritzels ein, wobei im Zuge des weiteren Ausrückvorgangs das Antriebsritzel und damit der gesamte Spindeltrieb durch die Antriebsklinike verdreht wird. Diese Drehbewegung wird vom Spindeltrieb auf den Verstellring übertragen, der dadurch seinerseits verdreht wird, um den zuvor durch die Antriebsklinke sensierten Kupplungsverschleiß nachzustellen.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend anhand von bevorzugten Ausführungsbeispielen in Verbindung mit den zugehörigen Figuren näher erläutert. In diesen zeigen: Figur 1 eine Schnittansicht eines Ausführungsbeispiels eines Kupplungssystems mit einer Kupplungsvorrichtung und einer Betätigungsvorrichtung, und
Figur 2 eine Detailansicht der Kupplungsvorrichtung aus Figur 1 .
Die Figuren 1 und 2 betreffen ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel eines Kupplungssystems 1 für ein Kraftfahrzeug, wobei das Kupplungssystem 1 eine Kupplungsvorrichtung 2 und eine Betätigungsvorrichtung 3 aufweist. Merkmale, die in der vorliegenden Beschreibung nicht als erfindungswesentlich gekennzeichnet sind, sind als optional zu verstehen. Daher betrifft die nachfolgende Beschreibung auch weitere Ausführungsbeispiele des Kupplungssystems 1 in seiner Gesamtheit, der Kupplungsvorrichtung 2 oder der Betätigungsvorrichtung 3, die Teilkombinationen der im Folgenden zu erläuternden Merkmale aufweisen.
Die in Figur 2 im Detail dargestellte Kupplungsvorrichtung 2 ist Teil des in Figur 1 dargestellten Kupplungssystems 1 . Die Kupplungsvorrichtung 2 ist drehbar um eine Drehachse D gelagert und weist zumindest eine Anpressplatte 5, zumindest eine Gegendruckplatte 4 und zumindest eine in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 zwischen der Anpressplatte 5 und der Gegendruckplatte 4 angeordnete Kupplungsscheibe 6 auf. Die Gegendruckplatte 4 ist mit einem Kupplungsgehäuse, insbesondere einem Kupplungsdeckel 7, fest verbunden, insbesondere verschraubt. Die Anpressplatte 5 ist im Kupplungsdeckel 7 drehfest gelagert und in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 begrenzt verlagerbar. Insbesondere ist die Anpressplatte 5 mittels mehrerer nicht dargestellter, in Umfangsrichtung U der Kupplungsvor- richtrung 2 voneinander beabstandeter Blattfedern drehfest am Kupplungsdeckel 7 befestigt und von der Gegendruckplatte 4 weg, d.h. mit Bezug auf Figur 1 nach rechts, vorgespannt.
Darüber hinaus weist die Kupplungsvorrichtung 2 eine Tellerfeder 8 auf, die gehäuseseitig bzw. kupplungsdeckelseitig abgestützt ist und durch die Betätigungsvorrichtung 3 betätigbar ist. Die kupplungsdeckelseitige Abstützung kann beispielsweise durch eine am Kupplungsdeckel 7 befestigte, verschwenkbare Lagerung 1 1 erfolgen, durch die die Tellerfeder 8 verkippbar aufgehängt ist.
Über Tellerfederzungen 10, die in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 auf der Innenseite der im Wesentlichen ringförmig ausgebildeten Tellerfeder 8 angeordnet sind, ist die Tellerfeder 8 durch die Betätigungsvorrichtung 3 betätigbar. In ihrem radialen Außenbereich weist die Tellerfeder 8 einen Kraftrand 9 auf. Der Kraftrand 9 kann über Anpressplattennocken unmittelbar auf die Anpressplatte 5 wirken, kann jedoch auch, wie dies in den Figuren 1 und 2 dargestellt ist, über einen Verstellring, der einer, vorzugsweise wegbasierten, Verschleißnachstelleinrichtung 16 zuzuordnen ist, mittelbar auf die Anpressplatte 5 wirken.
Bei der normal-eingerückten, in den Figuren 1 und 2 dargestellten Kupplungsvorrichtung 2 überwiegt im betätigungsfreien Zustand die wirksame Kraft der Tellerfeder 8 die Gegenkraft der Blattfedern, während bei einer normal-ausgerückten Kupplungsvorrichtung 2 im betätigungsfreien Zustand die Gegenkraft der Blattfedern die wirksame Kraft der Tellerfeder 8 überwiegt. Dementsprechend führt eine Betätigung der Tellerfeder 8 der normal-eingerückten Kupplungsvorrichtung 2 zum Ausrücken der Kupplungsvorrichtung 2 durch Verkippen bzw. Verschwenken der Tellerfeder 8, d.h. zum Abhub der Anpressplatte 5 und zur Entfernung der Anpressplatte 5 von der Gegendruckplatte 4, während eine Betätigung der Tellerfeder 8 bei einer normal-ausgerückten Kupplungsvorrichtung 2 zum Einrücken der Kupplungsvorrichtung 2 durch Verkippen bzw. Verschwenken der Tellerfeder 8 führt.
Bei eingerückter Kupplungsvorrichtung 2 wird ein Drehmoment von der Eingangsseite der Kupplungsvorrichtung 2, beispielsweise von einem Zweimassenschwungrad, über das Kupplungsgehäuse bzw. den Kupplungsdeckel 7, und sowohl von der Gegendruckplatte 4 als auch von der Anpressplatte 5, die beide mit dem Kupplungsgehäuse bzw. den Kupplungsdeckel 7 drehfest verbunden sind, reibschlüssig auf die Kupplungsscheibe 6 übertragen. Von der Kupplungsscheibe 6, die reibschlüssig zwischen der Gegendruckplatte 4 und der Anpressplatte 5 geklemmt ist, wird das Drehmoment zur Ausgangsseite der Kupplungsvorrichtung 2 übertragen, beispielsweise auf eine Eingangswelle eines Getriebes.
Da aufgrund der Schlupfdrehzahl beim Aufbau des Reibschlusses sowohl die Reibbeläge der Kupplungsscheibe 6 als auch in geringerem Maße die Reibflächen der Gegendruckplatte 4 und der Anpressplatte 5 einem Verschleiß unterworfen sind, muss über die Lebensdauer der Kupplungsvorrichtung 2 die Anpressplatte 5 immer näher an die Gegendruckplatte 4 heranbewegt werden, um die Abnahme der Dicke der Reibbeläge und der Stärke der Reibflächen in axialer Richtung A zu kompensieren und den Reibschluss herstellen bzw. die Kupplungsvorrichtung 2 einrücken zu können. Dadurch würde sich die Einbaulage der Tellerfeder 8 ändern. Um dies zu kompensieren und somit die Einbaulage der Tellerfeder 8 konstant zu hal- ten, ist in der Kupplungsvorrichtung 2 die bereits zuvor erwähnte Verschleißnachstelleinrichtung 16 vorzugsweise ausgebildet.
Zusätzlich zum zuvor erwähnten Verstellring weist die Verschleißnachstelleinrichtung 16 einen Spindeltrieb auf, auf den bzw. auf dessen Spindelwelle ein Antriebsritzel drehfest angeordnet ist. Der gesamte Spindeltrieb ist durch zumindest eine Spindellagereinrichtung drehbar aufsei- ten der Anpressplatte 5 gelagert, wobei die Spindellagereinrichtung beispielsweise mit einer der Kupplungsscheibe 6 abgewandten Seite der Anpressplatte 5 verbunden, insbesondere verschraubt oder vernietet, ist.
Über eine Spindelmutter ist der Spindeltrieb mit dem Verstellring verbunden, wobei eine Drehbewegung des Spindeltriebs in eine translatorische Bewegung der Spindelmutter umgesetzt wird und die translatorische Bewegung der Spindelmutter in eine Drehbewegung des Verstellrings umgesetzt wird. Vorzugsweise ist der Verstellring als Rampenring ausgebildet. Rampen des Verstellrings sind gleitbeweglich auf Gegenrampen angeordnet, die auf der der Kupplungsscheibe abgewandten Seite der Anpressplatte 5 ausgebildet sind, vorzugsweise in die Anpressplatte 5 eingelassen sind.
Das Antriebsritzel ist auf seiner Mantelfläche mit einer Zahnstruktur versehen, die eine bestimmte Teilung bzw. Zahnweite aufweist. Das Antriebsritzel weist in Querrichtung der Kupplungsvorrichtung 2 einander gegenüberliegende Seitenflächen bzw. Stirnflächen auf, die das Antriebsritzel in Querrichtung begrenzen.
Ein freies Ende einer Antriebsklinke der Verschleißnachstelleinrichtung 16 ist ausgebildet, um im Wesentlichen formschlüssig in die Zahnstruktur des Antriebsritzels eingreifen zu können. Beispielsweise weist die Antriebsklinke eine, zwei oder mehr als zwei sich im Wesentlichen in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 in Richtung des Antriebsritzels erstreckende Klinkenzungen auf, die ausgebildet sind, um mit der Zahnstruktur des Antriebsritzels, vorzugsweise abwechselnd, in formschlüssigen Eingriff gelangen zu können. Wenn zumindest zwei Klinkenzungen vorhanden sind, weisen die Klinkenzungen vorzugsweise einen Längenunterschied auf, der geringer als die Teilung der Zahnstruktur des Antriebsritzels ist. Vorzugsweise ist die jeweilige Klinkenzunge in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 gegen das Antriebsritzel vorgespannt, sodass der Eingriff zusätzlich auch einen kraftschlüssigen Anteil aufweisen kann. Alternativ oder zusätzlich ist die Antriebsklinke in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 gegen das Antriebsritzel vorgespannt. Hierzu weist die Antriebsklinke vorzugsweise einen Federabschnitt auf, der in die Klinkenzunge bzw. in die Klinkenzungen übergeht. Der Federabschnitt der Antriebsklinke erstreckt sich vorzugsweise im Wesentlichen in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 und ist mit dem Kupplungsgehäuse, insbesondere dem Kupplungsdeckel 7, verbunden, beispielsweise verschraubt oder vernietet. Beispielsweise ist der Federabschnitt auf der Außenseite des Kupplungsdeckels 7 angeordnet, sodass sich die Klinkenzunge durch eine Aussparung im Kupplungsdeckel 7 nach innen zum Antriebsritzel erstreckt. Jedoch ist es auch möglich, dass der Federabschnitt auf der Innenseite des Kupplungsdeckels 7 angeordnet ist.
Die elastische Vorspannung des Federabschnitts gegen den Kupplungsdeckel 7 bzw. in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 kann durch ein Vorspannblech unterstützt werden. Über einen Anschlag, der beispielsweise mit dem Kraftrand 9 der Tellerfeder 8 oder mit der tellerfederseitigen Oberfläche des Verstellrings in Anlage bringbar ist bzw. sich in Anlage befindet, kann das Vorspannblech vom Federabschnitt abgehoben werden, um bei Axialschwingungen der Anpressplatte 5 im ausgerückten Zustand der Kupplungsvorrichtung 2 eine ungewollte Verschleißnachstellung und/oder eine Beschädigung der Verschleißnachstelleinrichtung 16, insbesondere der Klinkenzunge bei blockiertem Spindeltrieb, zu verhindern. Insbesondere kann durch den Anschlag der mögliche Relativweg zwischen der Antriebsklinke und dem Antriebsritzel des Spindeltriebs begrenzt werden.
Wird die Kupplungsvorrichtung 2 eingerückt, bewegt sich die Anpressplatte 5 auf die Gegendruckplatte 4 zu, d.h. mit Bezug auf Figur 1 nach links. Hierbei gleitet das freie Ende der Klinkenzunge der Antriebsklinke bzw. gleiten die freien Enden der Klinkenzungen der Antriebsklinke über eine Zahnflanke der Zahnstruktur des Antriebsritzels. Liegt ein hinreichender Kupplungsverschleiß vor, muss sich die Anpressplatte 5 weiter auf die Gegendruckplatte 4 zubewegen, sodass schließlich ein freies Ende zumindest einer Klinkenzunge, die auf die Zahnflanke folgende Zahnspitze überspringt.
Beim anschließenden Ausrücken der Kupplungsvorrichtung 2 rastet das freie Ende der besagten Klinkenzunge in den der überspringenden Zahnspitze folgenden Zahngrund ein. Während der Ausrückbewegung, d.h. während die Anpressplatte 5 sich unter Vorspannung der Blattfedern mit Bezug auf Figur 1 nach rechts bewegt und der Verstellring mit einer hinreichend geringen Klemmkraft beaufschlagt ist, treibt die Antriebsklinke das Antriebsritzel in einer ersten Drehrichtung, mit Bezug auf Figur 2 im Uhrzeigersinn, an. Mit dem Antriebsritzel dreht sich der gesamte Spindeltrieb, der die Drehbewegung in eine translatorische Bewegung der Spindelmutter umsetzt. Durch die translatorisch bewegte Spindelmutter wird der beim Ausrücken mit einer hinreichend geringen Klemmkraft beaufschlagte Verstellring gedreht, sodass sich die Rampen des Verstellrings an den in die Anpressplatte 5 eingelassenen Gegenrampen hochbewegen. Hierdurch vergrößert sich der Abstand zwischen der tellerfederseitigen Oberfläche des Verstellrings und der Anpressplatte 5 soweit, bis der Kupplungsverschleiß, bezogen auf die Tellerfeder 8, wegmäßig kompensiert worden ist.
Während der Betätigung der Kupplungsvorrichtung 2 durch die Betätigungsvorrichtung 3 besteht die Möglichkeit, dass die Antriebsklinke das Antriebsritzel der Verschleißnachstelleinrichtung 16 in die falsche Richtung dreht, d.h. entgegen des eigentlich zu kompensierenden Kupplungsverschleißes. Unter anderem kann diese Problematik durch Axialschwingungen der Anpressplatte 5 bei ausgerückter Kupplungsvorrichtung 2 oder während des Einrückens auftreten, beispielsweise wenn die Klinkenzunge in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 zu stark gegen das Antriebsritzel vorgespannt ist. Daher weist die Verschleißnachstelleinrichtung 16 vorzugsweise zumindest eine Sperrklinke auf, die ausgebildet und angeordnet ist, das Antriebsritzel gegen eine Rückdrehung, d.h. gegen eine Verdrehung entgegen der ersten Drehrichtung, zu sperren.
Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die verschwenkbare Lagerung 1 1 der Tellerfeder 8 durch einen kupplungsdeckelseitigen Drahtring 13 und eine anpressplattenseitige Stützfeder 14 realisiert. Somit ist die Tellerfeder 8 im Bereich ihres Schwenkradius 17 verschwenkbar am Kupplungsdeckel 7 gelagert.
Die anpressplattenseitige Stützfeder 14 ist in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 beispielsweise durch Setzköpfe von Tellerfederzentrierbolzen 15 gehalten und in Richtung des Kupplungsdeckels 7 gegen die Tellerfeder 8 vorgespannt. Gleichzeitig kann durch die Tellerfederzentrierbolzen 15 auch eine Verdrehsicherung der Stützfeder 14 in Umfangsrichtung U der Kupplungsvorrichtung 2 erfolgen. Somit umfasst die verschwenkbare Lagerung 1 1 am Kupplungsdeckel 7 zumindest einen Drahtring 13 und/oder zumindest eine Stützfeder 14, mit dem/mit der sich die Tellerfeder 8 kupplungsdeckelseitig und/oder anpressplattenseitig in Anlage befindet. Die verschwenkbare Lagerung 1 1 umfasst ferner kupplungsdeckelseitige Haken und/oder Bolzen, insbesondere Tellerfederzentrierbolzen 15, durch die die Tellerfeder 8 mittelbar oder unmittelbar am Kupplungsdeckel 7 verschwenkbar befestigt ist. Anstelle der Stützfeder 14 ist es beispielsweise jedoch auch möglich, einen zweiten, anpress- plattenseitigen Drahtring zur Ausbildung der verschwenkbaren Lagerung 1 1 der Tellerfeder 8 einzusetzen. Auch kann gänzlich auf den Einsatz von Drahtringen verzichtet werden, beispielsweise wenn die Tellerfederzentrierbolzen 15 oder andere kupplungsdeckelseitige Abschnitte mit entsprechenden Nockenabschnitten versehen sind, durch die die Tellerfeder 8 unmittelbar verschwenkbar gelagert sein kann.
Kupplungsdeckelseitig sind im dargestellten Ausführungsbeispiel zwei konzentrische Aufnah- mesicken 12a, 12b dargestellt, in denen wahlweise ein Drahtring 13 des jeweils entsprechenden Durchmessers vorgesehen sein kann. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Drahtring 13 in der in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 äußeren, ersten Aufnahmesi- cke 12a gelagert. Hierdurch ist generell ein größeres Übersetzungsverhältnis der Druckplattenbaugruppe iDP möglich, als wenn der Drahtring 13 in der in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 weiter innen angeordneten, zweiten Aufnahmesicke 12b angeordnet wäre. Die Verwendung von zwei konzentrisch angeordneten, ringförmigen Aufnahmesicken 12a, 12b dient daher nur der besseren Erläuterung der technischen Lehre der vorliegenden Anmeldung. So ist der prinzipielle Aufbau der verschwenkbaren Lagerung 1 1 der Tellerfeder 8 auch mit nur einer einzigen Aufnahmesicke für einen Drahtring 13 oder mit einem anderen, kupplungsdeckelseitigen, einen Abwälzabschnitt aufweisenden Bauteil oder Abschnitt möglich.
Generell ist das Übersetzungsverhältnis der Druckplattengruppe iDP bzw. das Übersetzungsverhältnis der Kupplungsvorrichtung 2 definiert als: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius)
Der Schwenkradius 17 definiert den Abstand vom durch die verschwenkbare Lagerung 1 1 der Tellerfeder 8 definierten Schwenkpunkt zur Drehachse D der Kupplungsvorrichtung 2. Der Betätigungsradius 18 definiert den Abstand vom Auflagepunkt der Betätigungsvorrichtung 3, üblicherweise einem Ausrücklager 22 der Betätigungsvorrichtung 3, an der Tellerfeder 8, genauer gesagt an den Tellerfederzungen 10, zur Drehachse D der Kupplungsvorrichtung 2. Der Wirkradius 19 definiert den Abstand vom Auflagepunkt der Tellerfeder 8, genauer gesagt vom Auflagepunkt des Kraftrands 9 der Tellerfeder 8, auf der Anpressplatte 5, üblicherweise den Anpressplattennocken oder dem Verstellring einer anpressplattenseitigen Verschleißnachstelleinrichtung 16, zur Drehachse D der Kupplungsvorrichtung 2.
Die Tellerfeder 8 wirkt auf dem in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 außerhalb des Schwenkradius 17 angeordneten Wirkradius 19 auf die Anpressplatte 5. Ferner ist die Tellerfeder 8 auf dem in radialer Richtung R innerhalb des Schwenkradius 17 angeordneten Betätigungsradius 18 durch die Betätigungsvorrichtung 3, genauer gesagt das Ausrücklager 22 der Betätigungsvorrichtung 3, betätigbar. Vorzugsweise ist das Übersetzungsverhältnis der Druckplattenbaugruppe iDP >= 5 (größer/gleich 5) und liegt insbesondere vorzugsweise bei 5,5 <= iDP <= 6,5 (5,5 kleiner/gleich iDP kleiner/gleich 6,5).
Der Kupplungsdeckel 7 ist vorzugsweise aus einem Blechmaterial mit einer Materialdicke d <= 5 mm (kleiner/gleich 5 mm) hergestellt. Besonders vorzugsweise gilt für die Materialdicke 3 mm <= d <= 4,5 mm (3 mm kleiner/gleich d kleiner/gleich 4,5 mm), insbesondere vorzugsweise 3 mm <= d <= 4 mm, wodurch der Kupplungsdeckel 7 und die gesamte Kupplungsvorrichtung 2 besonders kostengünstig hergestellt werden kann.
Zusätzlich zur Kupplungsvorrichtung 2 weist das Kupplungssystem 1 die Betätigungsvorrichtung 3 auf. Die Betätigungsvorrichtung 3 ist vorzugsweise als fluidische Betätigungsvorrichtung, insbesondere als hydraulische oder semihydraulische Betätigungsvorrichtung 3, ausgebildet. Aufseiten der Kupplungsvorrichtung 2 weist die Betätigungsvorrichtung 3 einen Nehmerzylinder 20 auf, in dem ein Nehmerkolben 21 begrenzt verlagerbar angeordnet ist. Der Nehmerzylinder 20 ist über eine Fluidleitung 23 mit einem Geberzylinder 24 der Betätigungsvorrichtung 3 verbunden. Im Geberzylinder 24 ist ein Geberkolben 25 begrenzt verlagerbar angeordnet, wobei eine Verlagerung des Geberkolbens 25 über die Fluidleitung 23 und das darin verschobene Fluid eine Verlagerung des Nehmerkolbens 21 bewirkt. Der Nehmerkolben 21 wirkt seinerseits auf das Ausrücklager 22, um die Kupplungsvorrichtung 2 über die Tellerfederzungen 10 auszurücken bzw. einzurücken.
Aufseiten der Betätigungsvorrichtung 3 ist ein Kupplungspedal 27 drehbar an einem Pedalbock 26 gelagert. Der Pedalbock 26 ist üblicherweise im Fußraum des Kraftfahrzeugs angeordnet. Zwischen einer Ausgangsposition und einer maximal komprimierten Position kann das Kupplungspedal 27 einen maximalen Pedalweg 28 zurücklegen, wobei der maximale Pedalweg 28 einen Teil einer Kreisbahn beschreibt. Vorzugsweise ist das Kupplungspedal 27 mit einer Übertotpunktfeder ausgestattet, um die maximale Pedalkraft, die der Fahrer des Kraft- fahrzeugs mit seinem Fuß aufbringen muss, um die Kupplungsvorrichtung 2 auszurücken, zu verringern.
Generell ist das Übersetzungsverhältnis der Kupplungshydraulik iH definiert als: iH = (Fläche Nehmerkolben) / (Fläche Geberkolben). Vorzugsweise gilt 1 ,5 <= iH <= 3,5 (1 ,5 kleiner/gleich iH kleiner/gleich 3,5).
Gemäß einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel weist das Kupplungspedal 27 der Betätigungsvorrichtung 3 ein Übersetzungsverhältnis iP auf, wobei 3,5 <= iP <= 5,5 gilt. Bei einem maximalen Pedalweg 28 von 120 mm übersetzt das Kupplungspedal 27 bei einem Übersetzungsverhältnis von iP = 3,5 den Pedalweg 28 auf ca. 34 mm Weg des Geberkolbens 25 herunter. Bei einem maximalen Pedalweg 28 von 120 mm übersetzt das Kupplungspedal
27 bei einem Übersetzungsverhältnis von iP = 5,5 den Pedalweg 28 auf ca. 22 mm Weg des Geberkolbens 25 herunter. Bei einem maximalen Pedalweg 28 von 160 mm übersetzt das Kupplungspedal 27 bei einem Übersetzungsverhältnis iP = 3,5 den Pedalweg 28 auf ca. 46 mm Weg des Geberkolbens 25 herunter. Bei einem maximalen Pedalweg 28 von 160 mm übersetzt das Kupplungspedal 27 bei einem Übersetzungsverhältnis iP = 5,5 den Pedalweg
28 auf ca. 29 mm Weg des Geberkolbens 25 herunter.
Das Kupplungspedal 27 weist dabei vorzugsweise einen maximalen Pedalweg 28 von 120 mm bis 160 mm, insbesondere vorzugsweise von 130 mm bis 150 mm, auf. Gemäß einem weiteren bevorzugten Ausführungsbeispiel ist das Kupplungspedal 27 mit einer Übertotpunkt- feder ausgestattet, die die maximale Pedalkraft am Kupplungspedal 27 um 20 % bis 40 %, vorzugsweise um 25% bis 35%, verringert. Insbesondere wird die maximale Pedalkraft am Kupplungspedal 27 in absoluten Zahlen um 30 N bis 50 N, vorzugsweise um 35 N bis 45 N, verringert.
Die vorangegangenen Ausführungsbeispiele betreffen ein Kupplungssystem 1 mit einer Kupplungsvorrichtung 2 und einer Betätigungsvorrichtung 3 zum Ein- und/oder Ausrücken der Kupplungsvorrichtung 2, wobei die Kupplungsvorrichtung 2 zumindest eine Gegendruckplatte 4, zumindest einen Kupplungsdeckel 7 mit zumindest einer auf einem Schwenkradius 17 verschwenkbar gelagerten Tellerfeder 8, und zumindest eine in axialer Richtung A der Kupplungsvorrichtung 2 durch die Tellerfeder 8 begrenzt verlagerbaren Anpressplatte 5 zur reib- schlüssigen Klemmung einer Kupplungsscheibe 6 zwischen der Anpressplatte 5 und der Gegendruckplatte 4 aufweist, wobei die Tellerfeder 8 auf einem in radialer Richtung R der Kupplungsvorrichtung 2 außerhalb des Schwenkradius 17 angeordneten Wirkradius 19 auf die Anpressplatte 5 wirkt und auf einem in radialer Richtung R innerhalb des Schwenkradius 17 angeordneten Betätigungsradius 18 durch die Betätigungsvorrichtung 3 betätigbar ist, wobei gilt: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius) >= 5, und wobei die Betätigungsvorrichtung 3 zumindest ein Kupplungspedal 27 mit einem Übersetzungsverhältnis 3,5 <= iP <= 5,5 aufweist.
Bezuqszeichenliste
Kupplungssystem
Kupplungsvorrichtung
Betätigungsvorrichtung
Gegendruckplatte
Anpressplatte
Kupplungsscheibe
Kupplungsdeckel
8 Tellerfeder
9 Kraftrand
10 Tellerfederzunge
1 1 verschwenkbare Lagerung
12a erste Aufnahmesicke
12b zweite Aufnahmesicke
13 Drahtring
14 Stützfeder
15 Tellerfederzentrierbolzen
16 Verschleißnachstelleinrichtung
17 Schwenkradius
18 Betätigungsradius
19 Wirkradius
20 Nehmerzylinder
21 Nehmerkolben
22 Ausrücklager
23 Fluidleitung
24 Geberzylinder
25 Geberkolben
26 Pedalbock
27 Kupplungspedal
28 Pedalweg
d Materialdicke der Wandung des Kupplungsdeckels iDP Übersetzungsverhältnis der Druckplattenbaugruppe iH Übersetzungsverhältnis der Kupplungshydraulik iP Übersetzungsverhältnis des Kupplungspedals
A axiale Richtung Drehachse radiale Richtung Umfangsrichtung

Claims

Patentansprüche
Kupplungssystem (1 ) mit einer Kupplungsvorrichtung (2) und einer Betätigungsvorrichtung (3) zum Ein- und/oder Ausrücken der Kupplungsvorrichtung (2), wobei die Kupplungsvorrichtung (2) zumindest eine Gegendruckplatte (4), zumindest einen Kupplungsdeckel (7) mit zumindest einer auf einem Schwenkradius (17) verschwenkbar gelagerten Tellerfeder (8), und zumindest eine in axialer Richtung (A) der Kupplungsvorrichtung (2) durch die Tellerfeder (8) begrenzt verlagerbaren Anpressplatte (5) zur reibschlüssigen Klemmung einer Kupplungsscheibe (6) zwischen der Anpressplatte (5) und der Gegendruckplatte (4) aufweist, wobei die Tellerfeder (8) auf einem in radialer Richtung (R) der Kupplungsvorrichtung (2) außerhalb des Schwenkradius (17) angeordneten Wirkradius (19) auf die Anpressplatte (5) wirkt und auf einem in radialer Richtung (R) innerhalb des Schwenkradius (17) angeordneten Betätigungsradius (18) durch die Betätigungsvorrichtung (3) betätigbar ist, wobei gilt: iDP = (Schwenkradius - Betätigungsradius) / (Wirkradius - Schwenkradius) >= 5, und wobei die Betätigungsvorrichtung (3) zumindest ein Kupplungspedal (27) mit einem Übersetzungsverhältnis 3,5 <= iP <= 5,5 aufweist.
Kupplungssystem (1 ) nach Anspruch 1 , wobei der Kupplungsdeckel (7) aus einem Blechmaterial mit einer Materialdicke d <= 5 mm hergestellt ist.
Kupplungssystem (1 ) nach Anspruch 1 oder 2, wobei 5,5 <= iDP <= 6,5 gilt.
Kupplungssystem (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei 3 mm <= d <= 4,5 mm, vorzugsweise 3 mm <= d <= 4 mm, gilt.
Kupplungssystem (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 4, wobei die Tellerfeder (8) im Bereich des Schwenkradius (17) verschwenkbar am Kupplungsdeckel (7) gelagert ist.
Kupplungssystem (1 ) nach Anspruch 5, wobei die verschwenkbare Lagerung (1 1 ) am Kupplungsdeckel (7) zumindest einen Drahtring (13) und/oder zumindest eine Stützfeder (14) umfasst, mit dem / mit der sich die Tellerfeder (8) kupplungsdeckelseitig und/oder anpressplattenseitig in Anlage befindet.
7. Kupplungssystem (1 ) nach Anspruch 5 oder 6, wobei die verschwenkbare Lagerung
(1 1 ) kupplungsdeckelseitige Haken und/oder Bolzen (15) umfasst, durch die die Tellerfeder (8) mittelbar oder unmittelbar am Kupplungsdeckel (7) verschwenkbar befestigt ist.
8. Kupplungssystem (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 7, wobei die fluidische Betätigungsvorrichtung (3) zumindest einen mittelbar oder unmittelbar auf die Tellerfeder (8) wirkenden Nehmerzylinder (20) mit einem Nehmerkolben (21 ) und zumindest einen fluidisch mit dem Nehmerzylinder (20) verbundenen Geberzylinder (24) mit einem Geberkolben (25) aufweist, wobei bezüglich der Kolbenflächen gilt: iH = (Fläche Nehmerkolben) / (Fläche Geberkolben), wobei 1 ,5 <= iH <= 3,5.
9. Kupplungssystem (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei das Kupplungspedal (27) mit einer Übertotpunktfeder ausgestattet ist, die die maximale Pedalkraft am Kupplungspedal (27) um 30 N bis 50 N, vorzugsweise um 35 N bis 45 N, verringert.
10. Kupplungssystem (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei das Kupplungspedal (27) einen maximalen Pedalweg (28) von 120 mm bis 160 mm, vorzugsweise von 130 mm bis 150 mm, aufweist.
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