WO2003087612A2 - Verfahren, vorrichtung und deren verwendung zum betrieb eines kraftfahrzeuges - Google Patents

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WO2003087612A2
WO2003087612A2 PCT/DE2003/001191 DE0301191W WO03087612A2 WO 2003087612 A2 WO2003087612 A2 WO 2003087612A2 DE 0301191 W DE0301191 W DE 0301191W WO 03087612 A2 WO03087612 A2 WO 03087612A2
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clutch
actuator
brake
load
force
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PCT/DE2003/001191
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English (en)
French (fr)
Inventor
Gerd Ahnert
Burkhard Pollak
Klaus-Dieter Buchmüller
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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    • 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
    • F16D23/00—Details of mechanically-actuated clutches not specific for one distinct type
    • F16D23/12—Mechanical clutch-actuating mechanisms arranged outside the clutch as such
    • 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
    • F16D13/22—Friction clutches with axially-movable clutching members
    • F16D13/38—Friction clutches with axially-movable clutching members with flat clutching surfaces, e.g. discs
    • F16D13/46—Friction clutches with axially-movable clutching members with flat clutching surfaces, e.g. discs in which two axially-movable members, of which one is attached to the driving side and the other to the driven side, are pressed from one side towards an axially-located member
    • F16D13/48—Friction clutches with axially-movable clutching members with flat clutching surfaces, e.g. discs in which two axially-movable members, of which one is attached to the driving side and the other to the driven side, are pressed from one side towards an axially-located member with means for increasing the effective force between the actuating sleeve or equivalent member and the pressure member
    • F16D13/50—Friction clutches with axially-movable clutching members with flat clutching surfaces, e.g. discs in which two axially-movable members, of which one is attached to the driving side and the other to the driven side, are pressed from one side towards an axially-located member with means for increasing the effective force between the actuating sleeve or equivalent member and the pressure member in which the clutching pressure is produced by springs only
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating

Definitions

  • the invention relates to a method, a device and its use for operating a motor vehicle with a drive motor and a transmission in the drive train.
  • a vehicle 1 has a drive unit 2, such as an engine or an internal combustion engine. Furthermore, a torque transmission system 3 and a transmission 4 are arranged in the drive train of the vehicle 1.
  • the torque transmission system 3 is arranged in the power flow between the engine and the transmission, with a drive torque of the engine via the torque transmission system 3 to the transmission 4 and from the transmission 4 on the output side to an output shaft 5 and to a downstream axis 6 and to the wheels 6a is transmitted.
  • the torque transmission system 3 is a clutch, such as. B. designed as a friction clutch, multi-plate clutch, magnetic powder clutch or converter lock-up clutch, wherein the clutch can be a self-adjusting or a wear-compensating clutch.
  • the transmission 4 is an uninterruptible manual transmission (USG).
  • the transmission can also be an automated manual transmission (ASG), which can be shifted automatically by means of at least one actuator.
  • ASG automated manual transmission
  • an automated manual transmission is to be understood as an automated transmission which is shifted with an interruption in the tractive force and in which the shifting process of the transmission ratio is carried out by means of at least one actuator.
  • an automatic transmission can also be used as the USG, an automatic transmission being a transmission essentially without interruption in tractive power during the switching operations and which is generally constructed by means of planetary gear stages.
  • a continuously variable transmission such as a conical pulley belt transmission
  • the automatic transmission can also be used with a torque transmission system 3 arranged on the output side, such as a clutch or a friction clutch.
  • the torque transmission system 3 can furthermore be designed as a starting clutch and / or reversing set clutch for reversing the direction of rotation and / or a safety clutch with a selectively controllable, transferable torque.
  • the torque transmission system 3 can be a dry friction clutch or a wet friction clutch that runs, for example, in a fluid. It can also be a torque converter.
  • the torque transmission system 3 has an input side 7 and an output side 8, wherein a torque is transferred from the input side 7 to the output side 8, for example by B. the clutch disc 3a by means of the pressure plate 3b, the plate spring 3c and the release bearing 3e as well as the flywheel 3d.
  • the release lever 20 is actuated by means of an actuator, for. B. an actuator operated.
  • the torque transmission system 3 is controlled by means of a control unit 13, such as, for. B. a control unit, which can include the control electronics 13a and the actuator 13b.
  • a control unit 13 such as, for. B. a control unit, which can include the control electronics 13a and the actuator 13b.
  • the actuator 13b and the control electronics 13a can also be in two different structural units, such as. B. housings.
  • the control unit 13 can contain the control and power electronics for controlling the drive motor 12 of the actuator 13b.
  • the actuator 13b consists of the drive motor 12, such as. B. an electric motor, the electric motor 12 via a gear such. B. a worm gear, a spur gear, a crank gear or a threaded spindle gear acts on a master cylinder 11. This effect on the master cylinder 11 can take place directly or via a linkage.
  • a clutch travel sensor 14 which detects the position or position or the speed or the acceleration of a variable which is proportional to the position or engagement position or the speed or acceleration of the clutch.
  • the master cylinder 11 is via a pressure medium line 9, such as. B. a hydraulic line, connected to the slave cylinder 10.
  • the output element 10a of the slave cylinder is with the disengaging means 20, for. B. a release lever, operatively connected so that a movement of the output part 10a of the slave cylinder 10 causes the disengaging means 20 is also moved or tilted to control the torque transmitted by the clutch 3.
  • the actuator 13b for controlling the transmissible torque of the torque transmission system 3 can be actuatable by pressure medium, i. that is, it can have a pressure transmitter and slave cylinder.
  • the pressure medium can be, for example, a hydraulic fluid or a pneumatic medium.
  • the actuation of the pressure medium transmitter cylinder can take place by an electric motor, wherein the electric motor provided as the drive element 12 can be controlled electronically.
  • the drive element 12 of the actuator 13b can also be another drive element, for example actuated by pressure medium.
  • Magnetic actuators can also be used to set a position of an element.
  • the transferable torque is controlled in that the friction linings of the clutch disc are pressed in a targeted manner between the flywheel 3d and the pressure plate 3b.
  • the disengaging means 20 such as. B. a release fork or a central release
  • the application of force to the pressure plate 3b or the friction linings can be specifically controlled, the pressure plate 3b being moved between two end positions and being able to be set and fixed as desired.
  • One end position corresponds to a fully engaged clutch position and the other end position corresponds to a fully disengaged clutch position.
  • a position of the pressure plate 3b can be controlled, for example, which is in an intermediate position. lies between the two end positions.
  • the clutch can be targeted by means of
  • Activation of the disengaging means 20 can be fixed in this position.
  • the currently occurring engine torques can be transmitted, the torque irregularities in the drive train being damped and / or isolated in the form of, for example, torque peaks.
  • sensors are also used which at least temporarily monitor the relevant variables of the entire system and which supply the status variables, signals and measured values necessary for control, which are processed by the control unit, with a signal connection to other electronic units, such as for example for engine electronics or electronics of an anti-lock braking system (ABS) or an anti-slip control (ASR) can be provided and can exist.
  • the sensors detect, for example, speeds such as wheel speeds, engine speeds, the position of the load lever, the throttle valve position, the gear position of the transmission, an intention to shift and other vehicle-specific parameters.
  • the electronics unit such as. B. a computer unit, the control electronics 13a processes the system input variables and forwards control signals to the actuator 13b.
  • the gear is as z. B. step change gear designed, the gear ratios are changed by means of a shift lever 18 or the transmission is operated or operated by means of this shift lever 18.
  • at least one sensor 19b is arranged on the shift lever 18 of the manual transmission, which detects the intention to shift and / or the gear position and forwards it to the control unit 13.
  • the sensor 19a is articulated on the transmission and detects the current gear position and / or an intention to shift.
  • the shift intention detection using at least one of the two sensors 19a, 19b can take place in that the sensor is a force sensor which detects the force acting on the shift lever 18.
  • the sensor can also be designed as a displacement or position sensor, the control unit recognizing an intention to switch from the change in the position signal over time.
  • the control unit 13 is at least temporarily in signal connection with all sensors and evaluates the sensor signals and system input variables in such a way that the control unit issues control or regulation commands to the at least one actuator 13b as a function of the current operating point.
  • the drive motor 12 of the actuator 13b for. B. an electric motor receives from the control unit, which controls the clutch actuation, a manipulated variable depending on measured values and / or system input variables and / or signals of the connected sensors.
  • a control program is implemented in the control unit 13 as hardware and / or as software, which evaluates the incoming signals and calculates or determines the output variables on the basis of comparisons and / or functions and / or characteristic maps.
  • the control unit 13 has advantageously implemented a torque determination unit, a gear position determination unit, a slip determination unit and / or an operating state determination unit or is in signal connection with at least one of these units.
  • These units can be implemented by control programs as hardware and / or as software, so that by means of the incoming sensor signals, the torque of the drive unit 2 of the vehicle 1, the gear position of the transmission 4 and the slip that prevails in the area of the torque transmission system 3 and the current one Operating state of the vehicle 1 can be determined.
  • the gear position determination unit determines the currently engaged gear on the basis of the signals from the sensors 19a and 19b.
  • the sensors 19a, 19b are articulated on the shift lever and / or on gearbox-internal adjusting means, such as a central shift shaft or shift rod, and detect them, for example the position and / or the speed of these components.
  • a load lever sensor 31 on the load lever 30, such as. B. on an accelerator pedal which detects the load lever position.
  • Another sensor 32 can act as an idle switch, ie when the load lever 30 or the accelerator pedal is actuated, this is Idle switch 32 is switched on and when the load lever 30 is not actuated, it is switched off, so that this digital information can be used to identify whether the load lever 30 is actuated.
  • the load lever sensor 31 detects the degree of actuation of the load lever 30.
  • Fig. 1 shows in addition to the load lever 30 and the sensors associated therewith a brake actuating element 40 for actuating the service brake or the parking brake, such as. B. a brake pedal, a hand brake lever or a hand or foot operated actuator of the parking brake.
  • At least one sensor 41 is arranged on the actuating element 40 and monitors its actuation.
  • the sensor 41 is, for example, a digital sensor, such as. B. designed as a switch, which detects that the brake actuating element 40 is actuated or not actuated.
  • a signal device such. B. a brake light
  • the sensor 41 can also be designed as an analog sensor, such a sensor, such as a potentiometer, determining the degree of actuation of the brake actuation element 41. This sensor can also be in signal connection with a signal device.
  • the force characteristic of a pressed clutch is essentially characterized by the characteristics of the pad suspension.
  • a linear compression spring such as. B. with an actuator of an electronic clutch management (EKM actuator)
  • EKM actuator electronic clutch management
  • the load on the clutch actuator is changed by the use of an additional load spring or the like.
  • B. a linear compensation spring can.
  • the force characteristic of a disc spring or the like is used here.
  • the lever system of the pressed clutch can be designed such that the release bearing must apply a higher load over the entire range of motion. This force-displacement characteristic can be compensated for by the clutch divider with a simple linear compression spring in an advantageous manner.
  • a coupling system is shown schematically in FIG. 3, the respective forces being shown in the schematic diagram. This results in the principle of a change in actuation force due to a diaphragm spring effect.
  • a suitable adjusting device is preferably provided on the pressure plate and / or on the clutch disc or the like. This possible configuration is indicated schematically in FIG. 4.
  • the adjusting device is also provided between the cover and the lever plate with the cover stop on the plate spring tongues of the lever plate. This has the advantage that the disengagement path area has a relatively constant position. 5 shows the compensation spring on the outside of the lever plate in the neutral state and after the wear adjustment.
  • FIGS. 7 to 9 each show two diagrams side by side.
  • the courses of the pad suspension A and the actuating force B are marked with a solid line and the course of the lever plate spring with a dashed line above the pressure plate tow.
  • the courses of the actuating force I and the actuator load II are shown with a solid line and the course of the compensation force with a dashed line over the actuator travel.
  • FIG. 7 It can be seen from FIG. 7 that with a high disk spring force and with a high compensation spring force, positive actuating forces are brought about on the actuator. With a reduced disk spring force and the same compensation spring force in relation to FIG. 7, it can be seen that a change in the direction of the actuating force is achieved on the actuator, as is also indicated in FIG. 8. With a high actuator spring force and an even stronger compensation spring force, a large range of motion with minimal actuating forces is realized on the actuator. This results in particular from FIG. 9.
  • the proposed clutch actuation can preferably be used in automated clutch systems.
  • a further embodiment of the present invention is described below, in which axial movement compensation in the clutch actuator for release systems operated with a cable, such as, for. B. the mechanical release mechanism is proposed.
  • a so-called mechanical concentrically arranged auxiliary cylinder with a cable can be provided as an electrical connection.
  • This cable can preferably be connected to the nut of a spindle drive, which is consequently driven by an electric motor.
  • the cable routing in a mechanical central release device is provided in a spiral shape and thus at least part of the axial movement is compensated for.
  • the total axial movement is approximately 24 mm.
  • the cable routing compensates for more than 7.5 mm.
  • the rest of the movement causes the cable to bend.
  • a suitable compensation of the axial movement of the cable can be proposed in order to avoid disadvantages when guiding the cable.
  • three possibilities are indicated, which are indicated in the figures, wherein a minimum and FIG. 11 a maximum position of the axial movement is shown in FIG.
  • the pitch angle of the cable guide can preferably be increased.
  • this approach requires sufficient axial space in the clutch housing, which may not be available in every embodiment.
  • the nut of the spindle drive can rotate in a defined way around the spindle, while the mother carries out a movement from a minimum to a maximum.
  • the cable essentially follows the axial movement.
  • This can e.g. B. can be achieved by a spiral configuration in the housing of the actuator in which the nut is moved. Misalignment of the cable can thereby be avoided in an advantageous manner.
  • This compensation of axial movements in the case of a cable according to the invention is preferably used in gearboxes or clutch actuators of an automated manual transmission (ASG), an uninterruptible manual transmission (USG), a parallel shift transmission (PSG) or the like.
  • ASG automated manual transmission
  • USB uninterruptible manual transmission
  • PSG parallel shift transmission
  • the proposed clutch actuator essentially comprises a DC motor, a motor shaft which is integrated in the area of the spindle drive, and a stop defined elasticity on the spindle at position 0, which corresponds to the state "clutch fully closed", a spindle nut which is axially movable but non-rotatably provided, a pull cable which is connected to the axially movable spindle at one end and at the other end is hooked into the cable guide of the mechanical concentric release mechanism, which is referred to as the mechanical central release mechanism (MZA), and a housing, which has at least one connection to the electric motor and provides a seal between the actuator and the transmission, and a guide for the spindle nut and a Has connection for a rubber bellows at the output of the cable.
  • MZA mechanical central release mechanism
  • FIG. 12 shows an exploded view of the proposed actuator.
  • the usual function of the proposed actuator is that the cable is pulled in the direction of the electric motor by axial movements of the spindle nut and thus the outer part of the mechanical central release device (MZA) is rotated, with the rotational movement being transmitted in an axial movement to the release bearing ,
  • MZA mechanical central release device
  • a combination of this actuator concept with the mechanical central release device (MZA) is indicated in FIG. 13 by a three-dimensional schematic representation.
  • a novel mechanical concentric release mechanism is proposed as the release system. This mechanism can be operated by a cable. An essential modification is the change in the direction of movement to disengage the clutch in the clockwise direction. Furthermore, the cable routing section is reduced from 120 ° to approx. 80 °. In addition, the cable routing spiral can be adjusted accordingly.
  • the conventional electric motor can preferably be used in an advantageous manner.
  • the high moment capacity and the temperature stability as well as the low mass inertia is very advantageous for the proposed actuator concept.
  • the motor shaft which includes the bearings and the motor flange, can be suitably modified.
  • the spindle and the nut are the important components in this design.
  • the spindle is part of the motor shaft, with the thread preferably along the motor shaft is provided.
  • the shaft can be held in the electric motor by two bearings.
  • the design of the shaft can still be suitably changed.
  • the following table shows the parameters that are used:
  • a possible spindle thread according to DIN 103 is shown in FIG.
  • the bending load and the deflection can be calculated based on the free end of the spindle and as a result of the lateral load.
  • the maximum cable load is 1000 N if there is a diameter of 10 mm before the zero position of the spindle.
  • the forces and moments that occur are shown schematically in FIG.
  • the deflection of the shaft can be calculated using the following equation.
  • the bending stresses can be calculated using the following equation:
  • bearing A can be the fixed bearing, which should take up the entire axial force. Even under the worst conditions, i.e. H. Bearing A should withstand the coefficient of friction of the spindle drive of .. 0.07 and maximum motor torque as well as axial load on the spindle of> 1000 ⁇ . The radial load on the bearing acts on bearing B and can take over 800 ⁇ .
  • the coefficients of friction between the spindle and the screw should also be considered as critical parameters.
  • the influence of the side load, which could reduce the efficiency, must also be taken into account.
  • the effects of side loading with different materials and different construction ver designs of the spindle thread considered.
  • the coefficient of friction should be higher than 0.07 in order to realize the self-holding capacity of the actuator.
  • the coefficient of friction should not exceed 0.25 in order to keep the efficiency in an acceptable range.
  • the lifespan it should be assumed that the total movement of the mother can safely reach a value of over 600 km.
  • the high loads the high surface speeds and the high temperatures
  • a long service life can be expected.
  • this is influenced by the properties of the material, load characteristics and tolerances as well as surface processing.
  • the service life can be influenced by temperature profiles, lubrication and contamination, etc.
  • a plastic material iglidur X
  • temperature resistance -100 ° to 315 ° Celsius
  • Lubrication may also be provided.
  • the service life decreases when the temperature rises.
  • this material has a high load capacity and a low susceptibility to contamination.
  • the coefficient of friction drops as the load increases.
  • a plastic e.g. B. PTFE or the like
  • a fiber-reinforced graphite high-performance plastic material can be used (PeeK). It is also conceivable to use bronze or the like as the material, since this results in a higher load capacity than with plastic materials, lubrication being advantageous at least on the underside.
  • FIG. 16 shows a possible embodiment in which the nut and the housing are designed in such a way that the nut is able to slide in the housing but not to rotate. As can be seen from FIG. 16, the cross-sectional areas of the nut and the housing correspond, so that the nut is guided in the housing in the axial direction.
  • the contact surface between the nut and the housing is set approximately at an average diameter of 24 mm;
  • the housing is in one piece, with a part being provided on one side of the motor flange. On the other side, a rubber part can be arranged with an opening for guiding the cable. It should be checked whether suitable protection against possible contamination is implemented.
  • the housing can be manufactured in a variety of ways. For example, it can be made of plastic. It is also possible for it to be produced by means of die-cast aluminum or by deep drawing a sheet metal part. Depending on the area of application, an optimal production method can be used for this case.
  • connection between the motor flange and the housing is particularly advantageous if the housing on the motor flange z. B. is fastened by means of two self-tapping screws or the like. In this way, the actuator can be attached to the transmission flange with the two remaining screwing points.
  • the housing for guiding the cable is shown schematically, with the holder for the rubber sleeve being indicated by an arrow at one end. At the other end of the housing, a circumferential annular groove is provided for a seal between the actuator and the gear housing.
  • two threaded holes for fixing the housing by means of screws on the motor side.
  • two through holes for screws are provided, with which the actuator can be attached to the transmission.
  • stop positions are also provided on the actuator.
  • end stops defined on the actuator can be provided as reference targets.
  • a defined end stop can be provided at the 0 position of the actuator.
  • the plate springs can be designed to be self-retaining by means of a star-shaped disk.
  • the power of the actuator can be increased by about 40% or more.
  • this makes the structure more complex, an increased installation space is required and the costs increase.
  • the spindle nut then needs executives in both axial directions.
  • Emergency openings can also be provided on the coupling.
  • the end of the shaft can be provided on the motor side with corresponding openings.
  • a removable cap can be provided at the end of the motor, which allows an opening quickly in an emergency.
  • the actuator is provided as a unit with the attached cable at the front end.
  • the actuator can be screwed onto a suitable flange of the clutch housing.
  • the pre-assembled mechanical central release device (MZA) can then be rotated manually to enable the cable to be inserted into the end of the cable quadrant on the mechanical central release device (MZA). Since the mechanical central release is equipped with a return spring, the actuator will return to its zero position and the cable can thus be stretched.
  • the clutch actuator is preferably designed to be self-locking depending on the direction.
  • z. B. two reciprocating free-wheel brakes or the like.
  • a change in the load direction can also be realized.
  • linear compensation of the clutch load is possible.
  • the actuation load for the clutch actuator system is significantly lower in areas of movement with a high frequency of movement. This means that a considerable reduction in the power consumption of the clutch actuator can be achieved.
  • a self-locking gear is marked.
  • the advantages are a high level of functional reliability, small components and a low backlash.
  • the disadvantage of this configuration is the low efficiency in both directions of movement.
  • a load torque lock is designated by b) in FIG. This is characterized by a high degree of efficiency in both directions of movement.
  • an additional effort on the components, as well as scattering of the functional properties by changing the friction properties and a relatively poor control behavior can be seen.
  • FIG. 18 shows a permanent current supply. This is characterized by a high degree of efficiency in both directions of movement and by the use of electric motors, which are reversible in their direction of rotation. However, there will be a certain power loss due to the permanent current supply, thermal loads on the actuator and a high load on the commutation.
  • a one-sided brake which is designated by d) in FIG. 18, can also be used.
  • the self-holding works in one direction; this enables a higher efficiency in the direction of the other direction of movement.
  • the direction of load must not change its orientation.
  • a high power requirement for the special control processes (slip control) is required, as well as additional expenditure on components.
  • a double-sided directional brake is identified by e) in FIG. It is advantageous here that the self-retention acts against loads from both directions. There is also a higher efficiency in both directions. However, there is an additional effort on the components.
  • An active lock is marked with f). It is characterized by high efficiency in both directions. However, here too there is additional expenditure on components, an additional actuation mechanism and discrete actuator positions.
  • An active brake is also designated g) in FIG. 18. This is characterized by a high degree of efficiency in both directions. Furthermore, each actuator position can be adjusted. However, there is additional work on the components and an additional actuation mechanism. Finally, h) in FIG. 18 shows a one-sided self-locking gear.
  • the required self-holding property of the clutch actuator can be achieved by a self-locking gear. With this arrangement, the clutch load cannot drive the actuators back. It is disadvantageous that the efficiency is low. An increase in the performance of the actuators would be possible if a feasible arrangement with higher efficiency and self-holding properties is proposed. Accordingly, as already mentioned above, the use of e.g. B. proposed a one-sided freewheel brake. Accordingly, the holding function should be implemented by a separate device. It is proposed that a brake device be used for this. This can prevent the actuator from being moved back by the coupling force. The required size of the braking effect can be adapted to the respective clutch load. A freewheel can also ensure that the brake does not take effect when the clutch is pushed back. Only when the disengagement system moves back is the brake of the transmission link coupled back via the freewheel. The actuator can apply the difference between the brake and clutch load for a return stroke.
  • the freewheel can be open and the motor have a good efficiency.
  • the clutch can be driven back, the freewheel engaging the brake so that the braking action holds the clutch in this position.
  • the return stroke must also be considered when moving the actuator.
  • the clutch load supports the movement.
  • the actuator can move back and the freewheel keeps the brake engaged. The actuator thus acts against the difference between the brake and clutch loads.
  • FIG. 19 shows the clutch force dependency of the braking action on the basis of the curves of the clutch load (solid line) and the braking action (dashed line) over the disengagement path.
  • the effect of the freewheel can be taken into account for the functioning of the proposed clutch actuator.
  • the brake can be engaged in the transmission path using any freewheeling principle. In all variants, however, a certain response retention is provided, in which a return stroke must first take place until the connection is closed.
  • the size of the return stroke can be smaller than the controller hysteresis of the clutch actuation.
  • the hysteresis of the controller and the freewheel brake must be suitably coordinated in each case in order to implement suitable torque tracking, slip control, etc. Accordingly, the freewheel brake must be provided at a suitable point on the transmission path.
  • FIG. 20 shows a first possible variant 1, the clutch actuation being provided with a brake run in the release system.
  • the motor of the actuator is coupled to the transmission link via a first gear.
  • the transmission path has a freewheel which is coupled to a brake, the disengagement system being connected to the clutch via a second gear.
  • the following table shows the overall ratio, the ratio 1, the response angle, the ratio 2, the clutch stroke and the path hysteresis for the first variant.
  • n Figure 20 provides that the response angle A ⁇ acts with respect to the clutch travel with the ratio i 2 .
  • An improvement in the efficiency can be brought about by a changed transmission ratio i 2 , but this can result in a deterioration of the controller hysteresis.
  • FIG. 21 A second possible variant of the concept according to the invention is shown in FIG. 21.
  • clutch actuation is provided with one brake run and two gear ratios in the clutch actuator.
  • FIG. 22 shows a third possible variant 3 according to the invention, in which the clutch is actuated with a brake freewheel and a gear ratio in the clutch actuator.
  • the table below shows the corresponding values for the third variant according to FIG. 22.
  • FIG. 22 shows the effectiveness of the response angle ⁇ with the gear ratios and i 2 in relation to the clutch. In this case, the moment of inertia of the brake freewheel acts directly on the drive.
  • a freewheel brake is indicated schematically in FIG.
  • a freewheel lock is shown, which corresponds to the first variant according to FIG. 20; the brake freewheel is arranged on or in the release bearing.
  • the freewheel lock is provided on the stator part of the electric motor with an anti-rotation device.
  • a rotary actuation is provided which is coupled to the brake via an axial support, the axial support regulating the braking effect.
  • the response angle ⁇ is about 6 ° here and the brake has a coefficient of friction ⁇ of 0.03.
  • a free-wheel brake can also be implemented in the actuator system.
  • an axial component of a helical toothing or bearing forces for actuating the brake can be used there, since these are always in a fixed relationship to the clutch force.
  • a bilateral load direction brake can be used. Not only the direction of movement, but also the direction of load is used as a criterion for assigning the braking effect. The braking effect only occurs when a load acts back against the drive.
  • FIG. 1 A possible embodiment for clutch actuation with compensation is shown schematically in FIG.
  • the motor is coupled to the transmission link via a first transmission 1, the transmission link having a compensation spring.
  • the release system is coupled to the transmission link via a second transmission 2.
  • FIG. 25 shows the relationship between the clutch force and the compensation force in relation to the disengagement path.
  • the clutch load is shown with a solid line, the compensation effect with a crossed line and the resulting load with a dashed line over the release path.
  • the stroke length SH UD is 8 mm, the maximum release force is 1600 N, the compensation force F ⁇ om pensation 800 to 480 N and the efficiency t7 g ⁇ S is about 0.45. It can be seen from the courses in FIG. 25 that the resulting load, which is shown in dashed lines, passes through the zero point, which causes a change of direction in the load.
  • First brake 1 in particular second brake 2 and a first freewheel 1 and a second freewheel 2 are provided in the actuator. It can be seen that the effect of the brake 1 or the brake 2 is dependent on the direction of movement of the freewheel 1 or freewheel 2 and on the load direction of a first load direction element 1 or a second load direction element 2.
  • the freewheel 1 is open and the freewheel 2 is closed, but the brake 2 acts in this section.
  • FIG. 28 shows a possible implementation of a load direction brake.
  • the load direction brake is arranged in the actuator gear of a rack and pinion actuator, the actuator structure being indicated as an example. It can be seen that the operation of the brake can be influenced in an advantageous manner by the changing axial load direction on the worm shaft. Furthermore, the axial force direction 1 of the brake 1 and the axial force direction 2 of the brake 2 are indicated by arrows.
  • a system comparison with a self-locking, compensated clutch actuator is then carried out.
  • the power consumption during actuator movement can, for. B. be described for a stroke and a return stroke.
  • a conventional arrangement of a clutch actuation with self-locking gear and with a compensation spring can be used.
  • the actuation load can be shown for this arrangement, as shown in FIG. 29.
  • FIG. 29 shows the clutch load with a solid line, the compensation effect with a crossed line, the resulting load with a narrow dashed line and the actuation load with a broad dashed line over the disengagement path.
  • the efficiency is 7 g, it is approximately 0.45.
  • the stroke movement against the clutch force is indicated by an arrow and the return stroke against the compensation spring force is shown in FIG. 29 with another arrow.
  • FIG. 30 the actuating load of the system according to the invention with a brake freewheel according to the second variant 2 is shown in FIG. 30.
  • the actuation load is indicated by a dashed line, the area enclosed by this course giving the work W sch iei f e of the system, which takes the value 7.2 J.
  • the clutch load is marked with a thick solid line and the braking effect with a thinner solid line.
  • the diagram gives a braking force Fßremse of 1, 15 * coupling force F ⁇ upp iung ⁇ Overall, an efficiency of 0.69, which is higher than the efficiency of the conventional system, which has an efficiency of only 0.45.
  • FIG. 31 shows the actuation load of the system with a directional brake.
  • the course of the clutch load is shown with a solid line, the compensation effect with a crossed line, the course of the braking effect with a narrower dashed line and the course of the actuation load with a wider dashed line.
  • the course of the actuation load results in the work of the overall system, which is approximately 0.8 J (Wschieife) Heg.
  • the braking force F Br ⁇ mse is 1.15 * F ⁇ u PP iung.
  • the efficiency is also at 0.65 ( ⁇ 7 ges).
  • the arrows shown indicate the stroke movement against the clutch or compensation force and the stroke movement against the difference between the brake and clutch / compensation force.
  • the lower arrows indicate the return stroke. On the one hand against the clutch / compensation force and on the other hand against the difference between braking and clutch / compensation force.
  • FIG. 32 shows the power requirement for actuating movements over the disengagement path.
  • the course with compensation is dashed, the course with brake freewheel is drawn through and the course is crossed with a directional brake.
  • the cycle shown forms the processes of clutch actuation, such as. B. the touch point adaptation, creep, starting, engaging or disengaging when shifting and torque tracking or slip control to each other in the relevant ratio.
  • the system with the directional brake in particular has a lower energy input with larger disengagement paths.
  • FIG. 33 shows a clutch actuator cycle, which represents a starting and shifting process as well as a torque tracking.
  • the disengagement path is shown over time.
  • FIG. 34 shows a frequency distribution of the clutch actuator position in the movement cycle for a forward and return stroke over the disengagement path.
  • the movements for the stroke and return stroke are classified into sections of 0.2 mm in length.
  • the upper arrow indicates the direction against the clutch load and the lower arrow indicates the direction against the brake freewheel.
  • FIG. 35 A comparison of the power consumption during a driving cycle is shown in FIG. 35 using the three diagrams shown. Only the mechanical power consumption for clutch actuation is taken into account. The loads for the acceleration and braking of the electric motor as well as the effects on the efficiency as a function of the actuating speed are not taken into account.
  • the energy input is plotted over the disengagement path, the energy input being identified by a square box and the actuation load each with a solid line.
  • the energy input with a compensated actuator system is shown in the upper diagram. In the middle diagram, the energy input when using a brake-free run is shown and in the lower diagram, the energy input when using a directional brake is shown.
  • FIG. 36 shows the particularly advantageous section referred to as the useful area, in which the compensated actuator system offers advantages over the self-locking actuator system in terms of the power input.
  • a factor of the energy input is plotted against the ratio of braking force F Bre m se and clutch force F ⁇ u PP iung.
  • the two-sided directional brake is particularly advantageous in terms of energy consumption, since the energy consumption is significantly lower than in the other systems.
  • the reference base is the actuation of a closed clutch with approximately 1600 N maximum force on the release bearing and a release bearing travel of approximately 8 mm. It is taken into account that only the mechanical power is used for the movement of the clutch 0. All expenses for accelerating the engine or changing the efficiency of the drive are not taken into account.
  • the present invention is based on the object of proposing a clutch actuator which can in particular take higher loads, so that it can be used e.g. B. can also be used in dual clutch transmissions.
  • a brake can be provided that prevents the clutch from loosening itself. This can be achieved, for example, in that the braking effect is only achieved in the direction of the actuating force by the combination with a freewheel. It is also possible that the actuating force of the brake is directly dependent on the actuating forces of the clutch.
  • a further embodiment of the present invention is described below, in which a clutch actuator with a belt transmission is proposed.
  • Suitable clutch actuators are required in particular for a double clutch transmission.
  • further special attachment requirements are required, particularly in the case of double clutch transmissions.
  • the actuators should be integrated in the clutch bell. This means that a suitable type of output movement must be found and that the actuator housing is suitably fixed to the clutch bell wall.
  • a mechanical release system can be used for a dual clutch transmission, in which two coaxial bearing forks are used.
  • a conventional motor with a self-locking belt gear which corresponds to an electrical central release transmission, and with a compensation spring is arranged coaxially. It is possible that a clutch actuator with a spindle actuator with a compensation spring is used. According to the present concept, the compensation spring and the belt gear are arranged coaxially with one another, as a result of which the translation and the output stroke movement are realized.
  • FIG. 37 Such an arrangement is shown by way of example in FIG. 37.
  • a clutch actuator with a belt gear and a compensation spring is shown. This results in the following functioning of the coaxially arranged actuator components.
  • the driven part should be axially movable in the housing and torque support should be provided.
  • This rotation lock can, for. B. by engaging in a groove of the housing or by a corresponding design of the release lever, such as. B. with key surfaces or the like ..
  • the axial reaction force of the rotor can be absorbed by a support bearing. It is also possible for axial force to be supported via the motor shaft. Then the additional support bearing and the axial freedom of rotary driving can advantageously be omitted. With this variant, the motor shaft bearing may need to be reinforced to support the axial load.
  • the belt transmission can be designed such that the considerable axial forces can be transmitted.
  • the pitch sheet metal strip thickness
  • the effective diameter of the belt gear the transmission can be determined in such a way that a suitable relationship between the motor and the coupling load is achieved.
  • a compensation spring force also acts on the driven part.
  • the reaction force of the spring can be absorbed by the housing.
  • a linear coil spring can be used. It is also possible to use other suitable spring elements.
  • a relatively high output force and e.g. B. a flat characteristic curve can be used.
  • the high level of force can be achieved through a large wire cross-section and z. B. can be achieved by a long spring deflection.
  • the low spring rate can be due to a large winding diameter and z. B. be made possible by a large output length in relation to the stroke.
  • an axially fixed belt transmission can be used.
  • a possible arrangement is shown in FIG. 41. It can be seen that the rotor is not moved axially. Accordingly, FIG. 41 shows the structure with an axially displaceable rotor and a fixed belt gear. The advantages lie in particular in the changed arrangement options for the components. i
  • FIG. 42 shows the combination of a belt drive, a compensation spring and a master cylinder. With this variant it is possible that an axially fixed rotor is also used.
  • FIG. 43 A third possible variant is shown in FIG. 43, in which an arrangement with a compensation spring is provided outside the actuator housing. This results in an open housing area and a closed housing area.
  • the compensation spring is relatively open in the interior of the clutch bell.
  • the shape of the housing (slot) can, for. B. can be used to prevent rotation of the driven part.
  • FIG. 44 shows three different clutch actuators with a screwing output movement.
  • a clutch actuator is shown with a spiral ramp, ie the ramp has a roller which is located outside the spring.
  • a clutch actuator is also designated with a spiral ramp, in which the ramp has a roller that lies within the spring.
  • a clutch actuator in which the ramp has a roller spindle which is located inside. This is an arrangement similar to that used in a mechanical central release system (MZA).
  • MZA mechanical central release system
  • a screwing output movement is very advantageous for actuating a mechanical central release mechanism, or only the rotating component of the output movement is used.
  • the variant described above can also be used with an axially fixed rotor.
  • the rolling friction conditions on the rotating output part, but also the sliding friction points with a correspondingly high pitch angle, are advantageous for the efficiency of the clutch actuator.
  • the ramps or spindles can act between the housing and the driven part. Thus, only one load direction occurs and the active points only have to be carried out on one side. This advantageously affects the manufacturing costs.
  • the screwing movement between the housing and the driven part must also be taken into account for the compensation spring. With low relative rotations, there is no need to decouple the rotation.
  • the spring can then be additionally wound during movement. This property can be taken into account, among other things, in the compensation force, particularly with regard to the preload and the change in diameter and stiffness.
  • a fifth variant can be provided, which proposes a mechanism on the actuator output.
  • z. B. a lever can be used. This enables a change in the direction of movement or a further translation.
  • the reaction forces z. B. the lever can be accommodated by the actuator housing. In this way, a relatively flexible adaptation to the release system can be made possible.
  • FIG. 45 shows a possible lever mechanism on the actuator output, a) denoting a transmission lever and b) a reversing lever, possibly with a distinctly non-linear transmission.
  • non-linear compensation spring Due to the relatively short output stroke, non-linear compensation springs can advantageously be used.
  • a plate spring assembly can be provided in the installation space of the linear coil springs shown so far. Other spring elements can also be used.
  • FIG. 46 shows a kinematic scheme for an arrangement according to FIG. 37, in which a clutch actuator with a belt gear and a compensation spring is provided.
  • the motor shaft has a rotary drive, the rotor having an axial support bearing.
  • the belt transmission is coupled to the rotor with the driven part.
  • a compensation spring is provided between the housing and the driven part. The output force is thus transmitted to the release fork via the motor shaft and the driven part.
  • FIG. 47 shows the kinematic diagram of an actuator with an axially displaceable rotor, which corresponds to the arrangements according to FIGS. 41 to 43.
  • the driving force is finally transmitted from the motor shaft to the driven part via the axially displaceable rotor.
  • FIG. 48 shows a further kinematic diagram of an actuator with a screwing output movement, which corresponds to the arrangement according to FIG. 44.
  • the output force is transferred to the output part via the rotor by means of a ramp.
  • the proposed concepts for a clutch actuator can preferably be used in all automated clutch actuations.
  • EKM electronic clutch management
  • ASG automated manual transmission
  • DKG double clutch transmission
  • ESG electric manual transmission
  • a further embodiment of the present invention is described below, in which an inexpensive, low-noise actuator for actuating clutches is proposed, which actuator also has a low hysteresis.
  • a clutch actuator in which the clutch, for. B. the starting clutch is realized by a pump unit with an electric motor without the interposition of valves.
  • the pump unit can be designed, for example, as an internal gear pump or the like.
  • the clutch actuator can be operated with particularly low noise.
  • the internal gear pump can be designed to compensate for leaks.
  • the hydraulic actuation z. B. a starting clutch can be regulated in the usual way with the interposition of proportional valves or the like. In addition to the actual valve, this requires a further valve unit, which is usually designed as a slide valve. This results in the disadvantages that, on the one hand, there are high manufacturing costs and, on the other hand, poor hysteresis behavior, in particular in the case of possible soiling.
  • the regulating or control command is issued by a computer or the like to the electric motor.
  • the electric motor of the pump unit can, for example, according to the given command. B. can be influenced by changing the speed or the direction of rotation of the electric motor. Furthermore, the electric motor can be suitably influenced with regard to the volume flow, the pressure or the direction of flow of the medium or the oil, so that the aforementioned disadvantages do not occur.
  • This proposed solution can preferably be used in transmissions with regulated starting or shift clutches.

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Description

Verfahren, Vorrichtung und deren Verwendung zum Betrieb eines
Kraftfahrzeuges
Die Erfindung betrifft ein Verfahren, eine Vorrichtung und deren Verwendung zum Betrieb eines Kraftfahrzeuges mit einem Antriebsmotor und einem Getriebe im Antriebsstrang.
Gemäß Figur 1 weist ein Fahrzeug 1 eine Antriebseinheit 2, wie einen Motor oder eine Brennkraftmaschine, auf. Weiterhin sind im Antriebsstrang des Fahrzeuges 1 ein Drehmomentübertragungssystem 3 und ein Getriebe 4 angeordnet. In diesem Ausführungs- beispiel ist das Drehmomentübertragungssystem 3 im Kraftfluss zwischen Motor und Getriebe angeordnet, wobei ein Antriebsmoment des Motors über das Drehmomentübertragungssystem 3 an das Getriebe 4 und von dem Getriebe 4 abtriebsseitig an eine Abtriebswelle 5 und an eine nachgeordnete Achse 6 sowie an die Räder 6a übertragen wird.
Das Drehmomentübertragungssystem 3 ist als Kupplung, wie z. B. als Reibungskupplung, Lamellenkupplung, Magnetpulverkupplung oder Wandlerüberbrückungskupplung, ausgestaltet, wobei die Kupplung eine selbsteinstellende oder eine verschleißausgleichende Kupplung sein kann. Das Getriebe 4 ist ein unterbrechungsfreies Schaltgetriebe (USG). Entsprechend dem erfindungsgemäßen Gedanken kann das Getriebe auch ein automatisiertes Schaltgetriebe (ASG) sein, welches mittels zumindest eines Aktors automatisiert geschaltet werden kann. Als automatisiertes Schaltgetriebe ist im weiteren ein automatisiertes Getriebe zu verstehen, welches mit einer Zugkraftunterbrechung geschaltet wird und bei dem der Schaltvorgang der Getriebeübersetzung mittels zumin- dest eines Aktors angesteuert durchgeführt wird.
Weiterhin kann als USG auch ein Automatgetriebe Verwendung finden, wobei ein Automatgetriebe ein Getriebe im wesentlichen ohne Zugkraftunterbrechung bei den Schaltvorgängen ist und das in der Regel durch Planetengetriebestufen aufgebaut ist.
Weiterhin kann ein stufenlos einstellbares Getriebe, wie beispielsweise Kegelscheiben- umschlingungsgetriebe eingesetzt werden. Das Automatgetriebe kann auch mit einem abtriebsseitig angeordneten Drehmomentübertragungssystem 3, wie eine Kupplung oder eine Reibungskupplung, ausgestaltet sein. Das Drehmomentübertragungssystem 3 kann weiterhin als Anfahrkupplung und/oder Wendesatzkupplung zur Drehrichtungsumkehr und/oder Sicherheitskupplung mit einem gezielt ansteuerbaren übertragbaren Drehmoment ausgestaltet sein. Das Drehmomentübertragungssystem 3 kann eine Trockenreibungskupplung oder eine nass laufende Reibungskupplung sein, die beispielsweise in einem Fluid läuft. Ebenso kann es ein Drehmomentwandler sein.
Das Drehmomentübertragungssystem 3 weist eine Antriebsseite 7 und eine Abtriebs- seite 8 auf, wobei ein Drehmoment von der Antriebsseite 7 auf die Abtriebsseite 8 ü- bertragen wird, indem z. B. die Kupplungsscheibe 3a mittels der Druckplatte 3b, der Tellerfeder 3c und dem Ausrücklager 3e sowie dem Schwungrad 3d kraftbeaufschlagt wird. Zu dieser Beaufschlagung wird der Ausrückhebel 20 mittels einer Betätigungseinrichtung, z. B. einem Aktor, betätigt.
Die Ansteuerung des Drehmomentübertragungssystems 3 erfolgt mittels einer Steuereinheit 13, wie z. B. einem Steuergerät, welches die Steuerelektronik 13a und den Aktor 13b umfassen kann. In einer anderen vorteilhaften Ausführung können der Aktor 13b und die Steuerelektronik 13a auch in zwei unterschiedlichen Baueinheiten, wie z. B. Gehäusen, angeordnet sein.
Die Steuereinheit 13 kann die Steuer- und Leistungselektronik zur Ansteuerung des Antriebsmotors 12 des Aktors 13b enthalten. Dadurch kann beispielsweise vorteilhaft erreicht werden, dass das System als einzigen Bauraum den Bauraum für den Aktor 13b mit Elektronik benötigt. Der Aktor 13b besteht aus dem Antriebsmotor 12, wie z. B. einem Elektromotor, wobei der Elektromotor 12 über ein Getriebe, wie z. B. ein Schneckengetriebe, ein Stirnradgetriebe, ein Kurbelgetriebe oder ein Gewindespindelgetriebe, auf einen Geberzylinder 11 wirkt. Diese Wirkung auf den Geberzylinder 11 kann direkt oder über ein Gestänge erfolgen. Die Bewegung des Ausgangsteiles des Aktors 13b, wie z. B. des Geberzylinderkolbens
11a, wird mit einem Kupplungswegsensor 14 detektiert, welcher die Position oder Stellung oder die Geschwindigkeit oder die Beschleunigung einer Größe detektiert, welche proportional zur Position bzw. Einrückposition respektive der Geschwindigkeit oder Be- schleunigung der Kupplung ist. Der Geberzylinder 11 ist über eine Druckmittelleitung 9, wie z. B. eine Hydraulikleitung, mit dem Nehmerzylinder 10 verbunden. Das Ausgangselement 10a des Nehmerzylinders ist mit dem Ausrückmittel 20, z. B. einem Ausrückhebel, wirkverbunden, so dass eine Bewegung des Ausgangsteiles 10a des Nehmerzylinders 10 bewirkt, dass das Ausrückmittel 20 ebenfalls bewegt oder verkippt wird, um das von der Kupplung 3 übertragbare Drehmoment anzusteuern.
Der Aktor 13b zur Ansteuerung des übertragbaren Drehmoments des Drehmomentübertragungssystems 3 kann druckmittelbetätigbar sein, d. h., er kann einen Druckmittelgeber- und Nehmerzylinder aufweisen. Das Druckmittel kann beispielsweise ein Hydraulikfluid oder ein Pneumatikmedium sein. Die Betätigung des Druckmittelgeberzylinders kann elektromotorisch erfolgen, wobei der als Antriebselement 12 vorgesehene Elektromotor elektronisch angesteuert werden kann. Das Antriebselement 12 des Aktors 13b kann neben einem elektromotorischen Antriebselement auch ein anderes, beispielsweise druckmittelbetätigtes Antriebselement sein. Weiterhin können Magnetakto- ren verwendet werden, um eine Position eines Elementes einzustellen.
Bei einer Reibungskupplung erfolgt die Ansteuerung des übertragbaren Drehmomentes dadurch, dass die Anpressung der Reibbeläge der Kupplungsscheibe zwischen dem Schwungrad 3d und der Druckplatte 3b gezielt erfolgt. Über die Stellung des Ausrück- mittels 20, wie z. B. einer Ausrückgabel oder eines Zentralausrückers, kann die Kraftbeaufschlagung der Druckplatte 3b respektive der Reibbeläge gezielt angesteuert werden, wobei die Druckplatte 3b dabei zwischen zwei Endpositionen bewegt und beliebig eingestellt und fixiert werden kann. Die eine Endposition entspricht einer völlig eingerückten Kupplungsposition und die andere Endposition einer völlig ausgerückten Kupp- lungsposition. Zur Ansteuerung eines übertragbaren Drehmomentes, welches beispielsweise geringer ist als das momentan anliegende Motormoment, kann beispielsweise eine Position der Druckplatte 3b angesteuert werden, die in einem Zwischenbe- reich zwischen den beiden Endpositionen liegt. Die Kupplung kann mittels der gezielten
Ansteuerung des Ausrückmittels 20 in dieser Position fixiert werden. Es können aber auch übertragbare Kupplungsmomente angesteuert werden, die definiert über den momentan anstehenden Motormomenten liegen. In einem solchen Fall können die aktuell anstehenden Motormomente übertragen werden, wobei die Drehmoment- Ungleichförmigkeiten im Antriebsstrang in Form von beispielsweise Drehmomentspitzen gedämpft und/oder isoliert werden.
Zur Ansteuerung des Drehmomentübertragungssystems 3 werden weiterhin Sensoren verwendet, die zumindest zeitweise die relevanten Größen des gesamten Systems ü- berwachen und die zur Steuerung notwendigen Zustandsgrößen, Signale und Messwerte liefern, die von der Steuereinheit verarbeitet werden, wobei eine Signalverbindung zu anderen Elektronikeinheiten, wie beispielsweise zu einer Motorelektronik oder einer Elektronik eines Antiblockiersystems (ABS) oder einer Antischlupfregelung (ASR) vorgesehen sein kann und bestehen kann. Die Sensoren detektieren beispielsweise Drehzahlen, wie Raddrehzahlen, Motordrehzahlen, die Position des Lasthebels, die Drosselklappenstellung, die Gangposition des Getriebes, eine Schaltabsicht und weitere fahrzeugspezifische Kenngrößen.
Die Fig. 1 zeigt, dass ein Drosselklappensensor 15, ein Motordrehzahlsensor 16 sowie ein Tachosensor 17 Verwendung finden können und Messwerte bzw. Informationen an das Steuergerät 13 weiterleiten. Die Elektronikeinheit, wie z. B. eine Computereinheit, der Steuerelektronik 13a verarbeitet die Systemeingangsgrößen und gibt Steuersignale an den Aktor 13b weiter.
Das Getriebe ist als z. B. Stufenwechselgetriebe ausgestaltet, wobei die Übersetzungsstufen mittels eines Schalthebels 18 gewechselt werden oder das Getriebe mittels dieses Schalthebels 18 betätigt oder bedient wird. Weiterhin ist an dem Schalthebel 18 des Handschaltgetriebes zumindest ein Sensor 19b angeordnet, welcher die Schaltabsicht und/oder die Gangposition detektiert und an das Steuergerät 13 weiterleitet. Der Sensor 19a ist am Getriebe angelenkt und detektiert die aktuelle Gangposition und/oder eine Schaltabsicht. Die Schaltabsichtserkennung unter Verwendung von zumindest einem der beiden Sensoren 19a, 19b kann dadurch erfolgen, dass der Sensor ein Kraftsensor ist, welcher die auf den Schalthebel 18 wirkende Kraft detektiert. Weiterhin kann der Sensor aber auch als Weg- oder Positionssensor ausgestaltet sein, wobei die Steuereinheit aus der zeitlichen Veränderung des Positionssignals eine Schaltabsicht erkennt.
Das Steuergerät 13 steht mit allen Sensoren zumindest zeitweise in Signalverbindung und bewertet die Sensorsignale und Systemeingangsgrößen in der Art und Weise, dass in Abhängigkeit von dem aktuellen Betriebspunkt die Steuereinheit Steuer- oder Regelungsbefehle an den zumindest einen Aktor 13b ausgibt. Der Antriebsmotor 12 des Ak- tors 13b, z. B. ein Elektromotor, erhält von der Steuereinheit, welche die Kupplungsbetätigung ansteuert, eine Stellgröße in Abhängigkeit von Messwerten und/oder Systemeingangsgrößen und/oder Signalen der angeschlossenen Sensorik. Hierzu ist in dem Steuergerät 13 ein Steuerprogramm als Hard- und/oder als Software implementiert, das die eingehenden Signale bewertet und anhand von Vergleichen und/oder Funktionen und/oder Kennfeldern die Ausgangsgrößen berechnet oder bestimmt.
Das Steuergerät 13 hat in vorteilhafter Weise eine Drehmomentbestimmungseinheit, eine Gangpositionsbestimmungseinheit, eine Schlupfbestimmungseinheit und/oder eine Betriebszustandsbestimmungseinheit implementiert oder es steht mit zumindest einer dieser Einheiten in Signalverbindung. Diese Einheiten können durch Steuerprogramme als Hardware und/oder als Software implementiert sein, so dass mittels der eingehenden Sensorsignale das Drehmoment der Antriebseinheit 2 des Fahrzeuges 1 , die Gangposition des Getriebes 4 sowie der Schlupf, welcher im Bereich des Drehmomentübertragungssystems 3 herrscht, und der aktuelle Betriebszustand des Fahrzeuges 1 bestimmt werden können. Die Gangpositionsbestimmungseinheit ermittelt anhand der Signale der Sensoren 19a und 19b den aktuell eingelegten Gang. Dabei sind die Sensoren 19a, 19b am Schalthebel und/oder an getriebeinternen Stellmitteln, wie beispielsweise einer zentralen Schaltwelle oder Schaltstange, angelenkt und diese detek- tieren, beispielsweise die Lage und/oder die Geschwindigkeit dieser Bauteile. Weiterhin kann ein Lasthebelsensor 31 am Lasthebel 30, wie z. B. an einem Gaspedal, angeordnet sein, welcher die Lasthebelposition detektiert. Ein weiterer Sensor 32 kann als Leerlaufschalter fungieren, d. h. bei betätigtem Lasthebel 30 bzw. Gaspedal ist dieser Leerlaufschalter 32 eingeschaltet und bei nicht betätigtem Lasthebel 30 ist er ausgeschaltet, so dass durch diese digitale Information erkannt werden kann, ob der Lasthebel 30 betätigt wird. Der Lasthebelsensor 31 detektiert den Grad der Betätigung des Lasthebels 30.
Die Fig. 1 zeigt neben dem Lasthebel 30 und den damit in Verbindung stehenden Sensoren ein Bremsenbetätigungselement 40 zur Betätigung der Betriebsbremse oder der Feststellbremse, wie z. B. ein Bremspedal, einen Handbremshebel oder ein hand- oder fußbetätigtes Betätigungselement der Feststellbremse. Zumindest ein Sensor 41 ist an dem Betätigungselement 40 angeordnet und überwacht dessen Betätigung. Der Sensor 41 ist beispielsweise als digitaler Sensor, wie z. B. als Schalter, ausgestaltet, wobei dieser detektiert, dass das Bremsenbetätigungselement 40 betätigt oder nicht betätigt ist. Mit dem Sensor 41 kann eine Signaleinrichtung, wie z. B. eine Bremsleuchte, in Signalverbindung stehen, welche signalisiert, dass die Bremse betätigt ist. Dies kann sowohl für die Betriebsbremse als auch für die Feststellbremse erfolgen. Der Sensor 41 kann jedoch auch als analoger Sensor ausgestaltet sein, wobei ein solcher Sensor, wie beispielsweise ein Potentiometer, den Grad der Betätigung des Bremsenbetätigungselementes 41 ermittelt. Auch dieser Sensor kann mit einer Signaleinrichtung in Signalverbindung stehen.
Nachfolgend wird eine Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben, bei der eine Anpassung der Kupplungsbetätigungskraft bevorzugt an eine lineare Kompensationsfeder vorgeschlagen wird.
Es hat sich gezeigt, dass die Kraftkennlinie einer zugedrückten Kupplung im wesentlichen durch die Charakteristik der Belagfederung gekennzeichnet wird. Bei einer Kompensation mit einer linearen Druckfeder, wie z. B. bei einem Steller eines elektronischen Kupplungsmanagement (EKM-Steller), kann die Betätigungskraft nur etwa halbiert werden, wobei ein Wechsel der Kraftrichtung erfolgt.
Erfindungsgemäß kann vorgesehen sein, dass die Belastung des Kupplungsstellers durch den Einsatz einer zusätzlichen Lastfeder oder dgl. verändert wird, so dass diese dadurch besser an die Charakteristik z. B. einer linearen Kompensationsfeder angepasst werden kann. Hierbei wird die Kraft - Charakteristik einer Tellerfeder oder dgl. verwendet. Das Hebelsystem der zugedrückten Kupplung kann derart ausgebildet sein, dass das Ausrücklager über den gesamten Bewegungsbereich eine höhere Last aufbringen muss. Diese Kraft-Weg-Kennlinie kann von dem Kupplungssteiler mit einer einfachen linearen Druckfeder in vorteilhafter Weise kompensiert werden.
In Figur 2 sind zwei Diagramme nebeneinander dargestellt. In beiden Diagrammen ist der Verlauf der Betätigungskraft mit I und der Verlauf der Stellerlast mit II sowie der Verlauf der Kompensationskraft mit einer gestrichelten Linie über dem Stellerweg dargestellt. In dem linken Diagramm in Figur 2 ist eine bisherige Kraftkennlinie mit einer linearen Druckfeder kompensiert, wobei in dem rechten Diagramm eine veränderte Kraftkennlinie mit gleicher Kompensation und resultierender Stellerbelastung dargestellt ist.
In Figur 3 ist ein Kupplungssystem schematisch dargestellt, wobei die jeweils angreifen- den Kräfte in der Prinzipsdarstellung gezeigt sind. Daraus ergibt sich das Prinzip der Betätigungskraftveränderung durch eine Tellerfederwirkung.
Zu berücksichtigen ist dabei, dass sich bei einem Verschleiß der Kupplungsscheibe die Stellung des Hebels der Tellerfeder verändert wird. Die Folge daraus ist eine schnelle Veränderung der Kraftkennlinien. Diese Veränderung kann gemäß der vorgeschlagenen Erfindung vermieden werden.
Demnach kann z. B. vorgesehen sein, dass eine geeignete Nachstelleinrichtung bevorzugt an der Druckplatte und/oder an der Kupplungsscheibe oder dergleichen vorgesehen ist. Diese mögliche Ausgestaltung ist in Figur 4 schematisch angedeutet.
Im Rahmen einer vorteilhaften Weiterbildung der vorliegenden Erfindung kann vorgesehen sein, dass die Nachstelleinrichtung auch zwischen dem Deckel und der Hebelplatte mit dem Deckelanschlag an den Tellerfederzungen der Hebelplatte vorgesehen ist. Daraus ergibt sich der Vorteil, dass eine relativ konstante Lage des Ausrückwegbereiches gegeben ist. ln Figur 5 ist die Kompensationsfeder an der Außenseite der Hebelplatte im Neutralzustand und nach der Verschleißnachstellung gezeigt.
In Figur 6 ist die Kompensationsfeder an der Innenseite der Hebelplatte ebenfalls im Neutralzustand und nach der Verschleißnachstellung gezeigt.
Durch die Abstimmung der Kraftkennlinien der Belagfederung, der Anpassungstellerfeder und der Kompensationsfeder im Aktor, ist es möglich, dass die Aktorbelastung positiv be- einflusst wird. Dies ergibt sich aus den nachfolgenden Figuren.
In den Figuren 7 bis 9 sind jeweils zwei Diagramme nebeneinander dargestellt. In dem linken Diagramm sind jeweils die Verläufe der Belagfederung A und der Betätigungskraft B mit einer durchgezogenen Linie sowie der Verlauf der Hebeltellerfeder mit einer gestrichelten Linie über dem Druckplattenwerg gekennzeichnet. In dem rechten Diagramm sind jeweils die Verläufe der Betätigungskraft I und der Stellerlast II mit einer durchgezogenen Linie sowie der Verlauf der Kompensationskraft mit einer gestrichelten Linie über dem Stellerweg dargestellt.
Aus Figur 7 ist ersichtlich, dass bei einer hohen Tellerfederkraft und bei einer hohen Kom- pensationsfederkraft positive Stellkräfte an dem Aktor bewirkt werden. Bei einer verminderten Tellerfederkraft und gleicher Kompensationsfederkraft bezogen auf Figur 7, kann erkannt werden, dass ein Wechsel der Stellkraftrichtung am Aktor erreicht wird, wie dies auch in Figur 8 angedeutet ist. Bei einer hohen Stellerfederkraft und einer noch stärkeren Kompensationsfederkraft wird an dem Aktor ein großer Bewegungsbereich mit minimalen Stellkräften realisiert. Dies ergibt sich insbesondere aus Figur 9.
Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung kann vorgesehen sein, dass durch ein deckelfestes Ausrücksystem höhere Ausrückkräfte des Aktors abgestützt werden können. Dabei wird eine höhere Belastung der Kuppelwellenlager in vorteilhafter Weise vermieden.
Es hat sich gezeigt, dass es von Vorteil ist, wenn an dem Ausrücklager nur eine Kraft in eine Richtung wirkt. Dies bedeutet, dass einfach aufgebaute Ausrücklager und ein eben- falls einfaches Deckellager verwendet werden können. Auf diese Weise kann auch die Montage bzw. Demontage erleichtert werden.
Auch für die resultierende Aktorbelastung ist es vorteilhaft, wenn eine Anordnung mit nur einer Kraftrichtung am Aktorgetriebe realisiert wird. Dies ist insbesondere für die Gestaltung der Getriebeteile und Lagerungen günstig und kann darüber hinaus das Umkehrspiel der Aktorik verringern oder auch vermeiden.
Die vorgeschlagene Kupplungsbetätigung kann bevorzugt bei automatisierten Kupplungs- Systemen zum Einsatz kommen.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben, bei der eine axiale Bewegungskompensation in dem Kupplungsaktor für mit einem Kabel betätigte Freigabesysteme, wie z. B. dem mechanischen Zentralausrücker, vorgeschlagen wird.
Bei einem Kupplungsaktor kann ein sogenannter mechanischer konzentrisch angeordneter Hilfszylinder mit einem Kabel als elektrische Verbindung vorgesehen sein. Dieses Kabel kann bevorzugt an die Mutter eines Spindelantriebes angeschlossen werden, welcher folglich durch einen Elektromotor angetrieben wird.
In Folge des äußeren Teiles des mechanischen Zentralausrückers, welches durch das geführte Kabel rotiert, kann eine axiale Bewegung stattfinden. Diese bewirkt eine Veränderung der relativen Positionen des Kabels, wo dieses den mechanischen Zentralausrü- cker verlässt und wo dieses in den Aktor entritt und es an der Spindelmutter befestigt ist.
Es ist möglich, dass die Kabelführung bei einem mechanischen Zentralausrücker spiralförmig vorgesehen ist und somit zumindest einen Teil der axialen Bewegung kompensiert wird. Bei den in den Figuren 10 und 11 gezeigten Beispielen liegt die gesamte axiale Be- wegung bei etwa 24 mm. Die Kabelführung kompensiert dabei über 7,5 mm. Die restliche Bewegung bewirkt eine Biegung des Kabels. Solange das Kabel ausreichend flexibel und ausreichend viel Freiraum in dem Aktuator zur Verfügung hat, treten keine Fehler hinsichtlich der Führung bei dem Kabel auf. Erfindungsgemäß kann eine geeignete Kompensation der axialen Bewegung des Kabels vorgeschlagen werden, um Nachteile bei der Führung des Kabels zu vermeiden. Insbesondere werden drei Möglichkeiten angegeben, welche in den Figuren angedeutet sind, wobei in Figur 10 eine minimale und Figur 11 eine maximale Position der axialen Bewegung gezeigt ist.
Zum einen kann der Steigungswinkel der Kabelführung bevorzugt erhöht werden. Jedoch ist bei dieser Vorgehensweise ein ausreichender axialer Raum in dem Kupplungsgehäuse erforderlich, welches unter Umständen nicht bei jeder Ausführungsform verfügbar ist.
Gemäß einer anderen vorteilhaften Weiterbildung der vorliegenden Erfindung kann vorgesehen werden, dass die Mutter des Spindelantriebs in einem definierten Weg um die Spindel rotieren kann, während die Mutter eine Bewegung von einem Minimum bis einem Maximum durchführt. Auf diese Weise folgt das Kabel im wesentlichen der axialen Bewegung. Dies kann z. B. durch eine spiralförmige Ausgestaltung in dem Gehäuse des Aktors erreicht werden, in dem die Mutter verschoben wird. Dadurch kann eine Fehlausrichtung des Kabels in vorteilhafter Weise vermieden werden.
Es ist auch möglich, dass die beiden vorgenannten Möglichkeiten miteinander kombiniert werden, um ein Minimum an Fehlausrichtung zwischen den beiden Kabelenden zu realisieren.
Diese erfindungsgemäße Kompensation von axialen Bewegungen bei einem Kabel wer- den bevorzugt bei Getriebe bzw. Kupplungsaktoren eines automatisierten Schaltgetriebes (ASG), eines unterbrechungsfreien Schaltgetriebes (USG), eines Parallelschaltgetriebes (PSG) oder dgl. verwendet.
Nachfolgend wir eine nächste Ausgestaltung beschrieben, bei der ein verbesserter Spin- deltrieb für einen Kupplungsaktuator vorgeschlagen wird.
Der vorgeschlagene Kupplungsaktor umfasst im wesentlichen einen Gleichstrommotor, eine Motorwelle, welche im Bereich des Spindeltriebes integriert ist, einen Anschlag mit definierter Elastizität an der Spindel bei der Position 0, welches dem Zustand „Kupplung vollständig geschlossen" entspricht, eine Spindelmutter, welche axial bewegbar jedoch drehfest vorgesehen ist, ein Zugkabel, welches mit der axial bewegbaren Spindel an einem Ende verbunden ist und mit dem anderen Ende in die Kabelführung des mechanischen konzentrischen Freigabemechanismus eingehakt ist, welcher als mechanischer Zentralausrücker (MZA) bezeichnet wird, und ein Gehäuse, welches zumindest eine Verbindung zum elektrischen Motor aufweist und eine Dichtung zwischen dem Aktor und dem Getriebe vorsieht sowie eine Führung für die Spindelmutter und eine Verbindung für einen Gummibalg an dem Ausgang des Kabels aufweist.
In Figur 12 ist eine Explosionsdarstellung des vorgeschlagenen Aktors dargestellt.
Die übliche Funktion des vorgeschlagenen Aktors ist es, dass durch Axialbewegungen der Spindelmutter das Kabel in Richtung des Elektromotors gezogen wird und somit das äu- ßere Teil des mechanischen Zentralausrückers (MZA) gedreht wird, wobei die Rotationsbewegung in eine axiale Bewegung auf das Freigabelager übertragen wird.
Nachfolgend werden die Komponenten, welche für die Ausgestaltungsmöglichkeiten wesentlich sind und die wichtigen Merkmale der Aktorkonzeption beschrieben.
Eine Kombination dieses Aktorkonzepts mit dem mechanischen Zentralausrücker (MZA) ist in Figur 13 durch eine dreidimensionale schematische Darstellung angedeutet. Als Ausrücksystem wird ein neuartiges mechanisches konzentrisch ausgebildetes Ausrückmechanismus vorgeschlagen. Dieser Mechanismus kann durch ein Kabel betätigt werden. Eine wesentliche Modifikation ist die Änderung der Bewegungsrichtung zum Ausrücken der Kupplung in die Uhrzeigersinn Richtung. Ferner wird der Kabelführungsabschnitt von 120° auf ca. 80° reduziert. Darüber hinaus kann die Kabelführungsspirale entsprechend angepasst werden.
Ferner sind sämtliche andere Parameter beibehalten worden. Die gewählten Parameter sind in der nachfolgenden Tabelle gezeigt:
Figure imgf000013_0001
Bei dem vorgeschlagenen Konzept für den neuen Schaltaktor kann in vorteilhafter Weise bevorzugt der übliche Elektromotor verwendet werden. Die hohe Momentenkapazität und die Temperaturstabilität sowie die geringe Massenträgheit ist für das vorgeschlagene Aktorkonzept sehr vorteilhaft.
In der nachfolgenden Tabelle sind die Motordaten beschrieben, welche für das beschriebene Konzept verwendet werden:
Figure imgf000013_0002
Die Motorwelle, welche die Lager und den Motorflansch umfasst, kann geeignet modifiziert werden.
Die Spindel und die Mutter sind die wichtigen Komponenten bei dieser Konzeption. Die Spindel ist ein Teil der Motorwelle, wobei das Gewinde bevorzugt entlang der Motorwelle vorgesehen ist. Die Welle kann durch zwei Lager in dem Elektromotor gehalten werden.
Die konstruktive Ausgestaltung der Welle kann noch geeignet verändert werden. In der nachfolgenden Tabelle sind die Parameter, welche verwendet werden, dargestellt:
Figure imgf000014_0001
ln Figur 14 ist ein mögliches Spindelgewinde gemäß DIN 103 dargestellt. Auf Grund des freien Endes der Spindel und in Folge der seitlichen Belastung kann die Biegebelastung und die Durchbiegung berechnet werden. Im schlechtesten Fall sollte angenommen werden, dass die maximale Kabelbelastung bei 1000 N liegt, wenn ein Durchmesser von 10 mm vor der Null Position der Spindel vorliegt.
Die auftretenden Kräfte und Momente sind schematisch in Figur 15 dargestellt. Die Durchbiegung der Welle kann mit der folgenden Gleichung berechnet werden.
Ü FR (400)3 225N
= 0,071mm
3 E - la
3 210 •103 ^ - 0,049 - (9mm)4 mm wobei s die Durchbiegung der Welle und L die Länge ist, wenn eine Kraft auf 40 mm beaufschlagt wird. FR ist die Radialkraft mit FR = Fc_max * R_c/I und E ist der Betrag der E- lastizität für Stahl mit E ~ 210 * 103 Ν/mm2 . Mit la wird das axiale Moment bei einer Massenträgheit von 0,049 * d2 4 bezeichnet.
Die Biegespannungen können mit folgender Gleichung berechnet werden:
M ML, _ FFcc_ mmaaxx-- rr_ cc _ 11000000NN -- 99mmmm _ „ „1(,-. N σ = — = — = - = = 126- W ~ 0,0098 • d ~ 0,098 • (9mm)3 ~ mm 2
wobei ML das durch die Kabelkraft erzeugte Moment, W das Schnittmodul und Sig- ma_max die maximale Biegespannung sind, welche für Stahl C35 = 300 Ν/mm2 ist.
Ferner wird die Lageanordnung betrachtet, wobei das Lager A das Festlager sein kann, welches die gesamte Axialkraft aufnehmen sollte. Auch unter schlechtesten Bedingungen, d. h. Reibungskoeffizient des Spindelantriebes von .. 0,07 und maximales Motormoment sowie Axialbelastung an der Spindel von > 1000 Ν sollte das Lager A standhalten. Die radiale Belastung des Lagers wirkt an dem Lager B und kann über 800 Ν annehmen.
Die Reibungskoeffizienten zwischen der Spindel und der Schraube sollten ebenfalls als kritische Parameter berücksichtigt werden. Ferner ist der Einfluss der Seitenbelastung zu beachten, welche den Wirkungsgrad verringern könnte. Des weiteren werden die Wirkungen der Seitenbelastung bei verschiedenen Materialien und unterschiedlicher konstrukti- ver Ausgestaltungen des Spindelgewindes betrachtet. Theoretisch sollte der Reibungskoeffizient höher als 0,07 sein, um das Selbsthaltevermögen des Aktors zu realisieren. Auf der anderen Seite sollte der Reibungskoeffizient nicht den Wert von 0,25 übersteigen, um den Wirkungsgrad in einem akzeptablen Bereich zu halten.
Bezüglich der Lebensdauer sollte angenommen werden, dass die Gesamtbewegung der Mutter einen Wert von über 600 km sicher erreichen kann. Insbesondere in Folge der hohen Belastungen, der hohen Oberflächengeschwindigkeiten und der hohen Temperaturen kann eine hohe Lebensdauer erwartet werden. Jedoch diese wird durch Materialeigen- schaffen, Belastungscharakteristiken und Toleranzen sowie Oberflächenbearbeitungen beeinflusst. Ferner kann die Lebensdauer durch Temperaturverläufe, durch die Schmierung und durch Verunreinigungen etc. beeinflusst werden.
Es ist deshalb sehr wichtig, eine Lebensdauer anhand einiger Katalogwerte vorauszube- rechnen. Ferner ist zu beachten, wenn die Belastung an der Spindelmutter nur in eine Richtung erfolgt, kann die Lebensdauer ohne die Berücksichtigung der jeweiligen Gegenbewegungen erhöht werden.
Nachfolgend werden unterschiedliche Tests aufgeführt, bei denen verschiedene Materia- lien für die Spindelmutter verwendet werden.
Beispielsweise ein Kunststoffmaterial (iglidur X), welches temperaturbeständig und selbstschmierende Eigenschaften ( -100° bis 315° Celsius) aufweist. Möglicherweise kann zusätzlich eine Schmierung vorgesehen werden. Allerdings sinkt die Lebensdauer bei stei- gender Temperatur. Jedoch weist dieses Material eine hohe Belastungskapazität und eine geringe Anfälligkeit gegenüber Verschmutzungen auf. Darüber hinaus sinkt der Reibungskoeffizient bei steigender Belastung.
Des weiteren kann ein Kunststoff, z. B. PTFE oder dergleichen, und ein faserverstärktes Graphit-Hochleistungs-Kunststoffmaterial verwendet werden (PeeK). Es ist auch denkbar, Bronze oder dergleichen als Werkstoff zu verwenden, denn es ergibt sich eine höhere Belastungskapazität als bei Kunststoffmaterialien, wobei zumindest an der Unterseite eine Schmierung vorteilhaft ist.
Aus dem vorgenannten ergibt sich, dass bevorzugt gewalzte Stahlwellen mit Gewinde verwendet werden. Bei der Verwendung von Kunststoffmaterialien sollte eine Oberflä- chenhärte der Welle von etwa > 50 HRC erreicht werden.
Es ist vorteilhaft, wenn ein Drehen der Mutter verhindert wird. Es sind verschiedene Mög- lichkeiten dafür denkbar. Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass ein Stift in einem entsprechenden Schlitz als Verdrehsicherung vorgesehen ist. In Figur 16 ist eine mögliche Ausgestaltung gezeigt, bei der die Mutter und das Gehäuse derart ausgestaltet sind, dass die Mutter in der Lage ist in dem Gehäuse zu gleiten jedoch nicht zu rotieren. Wie aus Figur 16 zu erkennen ist, korrespondieren die Querschnittsbereiche der Mutter und des Ge- häuses, sodass die Mutter in axialer Richtung in dem Gehäuse geführt ist.
Um mögliche Reibverluste in Folge der Schiebebewegung zu berechnen, wird folgende Berechnung mit nachfolgenden Annahmen durchgeführt:
-die Kontaktoberfläche zwischen der Mutter und dem Gehäuse ist etwa bei einem mittleren Durchmesser von 24 mm festgelegt;
-maximaler Reibungskoeffizient liegt zwischen der Spindel und der Mutter bei μ = 0,3; -das maximale effektive Motormoment hat einen Wert von 0,8 Nrn.
Nachfolgend werden diese Werte in einer Tabelle dargestellt:
Figure imgf000017_0001
Figure imgf000018_0001
Es ist aus der Tabelle ersichtlich, dass im schlechtesten Fall die axiale Belastung gegenüber der Axialmutterbewegung sehr gering und somit akzeptabel ist.
Es ist denkbar, dass bei der vorgeschlagenen Konzeption das Gehäuse einteilig ist, wobei ein Teil an einer Seite des Motorflansches vorgesehen ist. An der anderen Seite kann ein Gummiteil mit einer Öffnung zum Führen des Kabels angeordnet sein. Dabei sollte überprüft werden, ob ein geeigneter Schutz gegen mögliche Verschmutzungen realisiert wird.
Das Gehäuse kann auf verschiedenste Weisen hergestellt werden. Beispielsweise kann es aus Kunststoff gefertigt sein. Es ist auch möglich, dass es mittels Aluminiumdruckguss oder durch Tiefziehen eines Metallblechteiles hergestellt wird. Je nach Anwendungsbereich kann eine für diesen Fall optimale Herstellungsweise verwendet werden.
Es hat sich gezeigt, dass insbesondere das Tiefziehen eines Metallblechteiles aus verschiedensten Gründen vorteilhaft ist. Zum einen ergeben sich gute Reibungseigenschaften zwischen der Plastikmutter und der Stahlführung. Ferner ergibt sich bei dieser Herstellungsweise ein gradliniger Führungsabschnitt, wobei beim Gießen ein Entformungs- winkel bzw. eine Entformungsschräge erforderlich ist. Darüber hinaus ergibt sich eine hohe Festigkeit bezüglich des Raumverhältnisses sowie eine geringe Temperaturabhängigkeit. Des weiteren sind keine weiteren Anpassungen bzw. Bearbeitungen nach der Herstellung erforderlich.
Ferner hat sich gezeigt, dass die Verbindung zwischen dem Motorflansch und dem Gehäuse besonders vorteilhaft ist, wenn das Gehäuse an dem Motorflansch z. B. mittels zweier Blechschrauben oder dgl. befestigt wird. Auf diese Weise kann mit den beiden restlichen Verschraubungspunkten der Aktuator an dem Getriebeflansch befestigt werden. In Figur 17 ist das Gehäuse für die Führung des Kabels schematisch dargestellt, wobei an dem einen Ende die Halterung für die Gummimanschette durch einen Pfeil gekennzeichnet ist. An dem anderen Ende des Gehäuses ist eine umlaufende Ringnut für eine Dichtung zwischen dem Aktuator und dem Getriebegehäuse vorgesehen. Ferner sind z. B. zwei Gewindelöcher zum Fixieren des Gehäuses mittels Schrauben an der Motorseite vorgesehen. Darüber hinaus sind zwei Durchgangslöcher für Schrauben vorgesehen, mit denen der Aktuator an dem Getriebe befestigt werden kann.
Ferner werden definierte Anschlagpositionen bei dem Aktor vorgesehen. Beispielsweise können als Referenzziele an dem Aktor definierte Endanschläge vorgesehen sein. Beispielsweise kann ein definierter Endanschlag bei der 0 Position des Aktors vorgesehen sein.
Es ist z. B. möglich, dass zwei Tellerfedern verwendet werden, um die erforderliche Elasti- zität und die beaufschlagte Energie zu absorbieren. Die Tellerfedern können mittels einer sternförmigen Scheibe selbsthaltend ausgebildet sein.
Um Bauraum einzusparen, ist es unter Umständen nicht notwendig einen Anschlag für den maximalen Ausrückweg des Aktors vorzusehen, da dieser durch die Kupplung selbst durch einen bestimmten Elastizitätslevel begrenzt ist. Jedoch kann auch ein Anschlag zusätzlich vorgesehen werden, jedoch wird dadurch der axiale Bauraum erhöht.
Durch die Verwendung einer Kompensationsfeder kann die Leistung des Aktuators etwa um 40 % oder mehr gesteigert werden. Jedoch wird dadurch der Aufbau komplexer, ein erhöhter Bauraum erforderlich und die Kosten steigen an. Des weiteren ist es möglich, eine Kompensation durch eine Spiralfeder vorzusehen, welche eine entsprechende Kraft auf die Spindelmutter ausübt. Jedoch braucht dann die Spindelmutter in beide axiale Richtungen Führungskräfte.
Ferner können Notöffnungen an der Kupplung vorgesehen sein. Beispielsweise kann das Ende der Welle an der Motorseite mit entsprechenden Öffnungen vorgesehen sein. Zusätzlich kann z. B. eine abnehmbare Kappe an dem Ende des Motors vorgesehen sein, wodurch im Notfall eine Öffnung schnell ermöglicht wird. Bei der vorgeschlagenen Konzeption ist in vorteilhafter Weise ein einfacher und schneller Anbau an das Getriebe möglich. Der Aktuator ist als eine Einheit mit dem befestigten Kabel an dem vorderen Ende vorgesehen. Der Aktuator kann an einem geeigneten Flansch des Kupplungsgehäuses angeschraubt werden. Danach kann der bereits montierte mechanische Zentralausrücker (MZA) manuell gedreht werden, um zu ermöglichen, dass das Kabel in das Ende des Kabelquadranten an dem mechanischen Zentralausrücker (MZA) eingeführt wird. Da der mechanische Zentralausrücker mit einer Rückstellfeder ausgerüstet ist, wird der Aktuator in seine Null-Position zurückgehen und somit kann das Kabel ge- streckt werden.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben, bei der eine Kupplungsaktorik mit möglichst hohem Getriebewirkungsgrad vorgeschlagen wird.
Bevorzugt wird die Kupplungsaktorik zur Selbsthaltung richtungsabhängig ausgebildet. Durch den Einsatz von z. B. zwei wechselseitig wirkenden Freilaufbremsen oder dgl. kann auch ein Wechsel der Lastrichtung realisiert werden. Auf diese Weise ist eine lineare Kompensation der Kupplungslast möglich. Folglich ist in Bewegungsbereichen mit hoher Bewegungshäufigkeit die Betätigungslast bei der Kupplungsaktorik wesentlich geringer. Demnach kann eine erhebliche Reduzierung der Leistungsaufnahme des Kupplungsstel- lers erreicht werden.
Für eine automatisierte Kupplungsbetätigung kann die durch Sicherheits- und Komfortas- pekten begründete Anforderung der Selbsthaltung des Systems vorgesehen sein. Darunter wird verstanden, dass die durch den Aktor betätigte Kupplung bei danach nicht mehr bestromtem Aktormotor in dieser Stellung verbleiben soll. Dazu gibt es verschiedene Möglichkeiten, wobei diese für ein selbsthaltendes System schematisch in Figur 18 untereinander angedeutet sind.
Mit a) ist ein selbsthemmendes Getriebe gekennzeichnet. Die Vorteile liegen in einer hohen Funktionssicherheit, geringen Bauteilen und einem geringen Umkehrspiel. Nachteilig bei dieser Ausgestaltung ist der geringe Wirkungsgrad in beide Bewegungsrichtungen. Mit b) ist in Figur 18 eine Lastmomentsperre bezeichnet. Diese zeichnet sich durch einen hohen Wirkungsgrad in beide Bewegungsrichtungen aus. Allerdings ist ein Mehraufwand an den Bauteilen, sowie Streuungen der Funktionseigenschaften durch Änderung der Reibeigenschaften und ein relativ schlechtes Regelverhalten zu sehen.
Ferner wird mit c) in Figur 18 eine Dauerbestromung gezeigt. Diese zeichnet sich durch einen hohen Wirkungsgrad in beide Bewegungsrichtungen und durch den Einsatz von Elektromotoren, welche in ihrer Drehrichtung umkehrbar sind. Allerdings wird eine gewisse Verlustleistung durch die Dauerbestromung, thermische Belastungen des Aktors und eine hohe Belastung der Kommutierung vorliegen.
Darüber hinaus kann auch eine einseitige Bremse, welche mit d) in Figur 18 bezeichnet ist, verwendet werden. Die Selbsthaltung wirkt in eine Bewegungsrichtung; dadurch wird ein höherer Wirkungsgrad in Richtung der anderen Bewegungsrichtung ermöglicht. Dabei ist jedoch zu beachten, dass die Lastrichtung seine Orientierung nicht wechseln darf. Des weiteren ist ein hoher Leistungsbedarf für die speziellen Regelvorgänge (Schlupfregelung) erforderlich sowie ein Mehraufwand an Bauteilen.
Mit e) in Figur 18 ist eine zweiseitige Richtungsbremse gekennzeichnet. Vorteilhaft ist dabei, dass die Selbsthaltung gegen Lasten aus beiden Richtungen wirkt. Ferner liegt auch ein höherer Wirkungsgrad in beide Richtungen vor. Jedoch liegt ein Mehraufwand an den Bauteilen vor.
Mit f) ist eine aktive Sperre gekennzeichnet. Sie zeichnet sich durch einen hohen Wirkungsgrad in beide Richtungen aus. Allerdings liegt auch hier ein Mehraufwand an Bauteilen, ein zusätzlicher Betätigungsmechanismus sowie diskrete Aktorstellungen vor.
Ferner wird eine aktive Bremse mit g) in Figur 18 bezeichnet. Diese zeichnet sich durch einen hohen Wirkungsgrad in beide Richtungen aus. Ferner ist jede Aktorposition einstellbar. Allerdings liegt ein Mehraufwand an den Bauteilen und ein zusätzlicher Betätigungsmechanismus vor. Schließlich wird mit h) in Figur 18 ein einseitig selbsthemmendes Getriebe dargestellt.
Dieses zeichnet sich durch die Selbsthemmung in einer Bewegungsrichtung aus. Der Wirkungsgrad ist in der anderen Richtung wesentlich höher. Jedoch sind Streuungen der Funktionseigenschaften durch Änderungen der Reibeigenschaften möglich.
Die geforderte Selbsthalteeigenschaft der Kupplungsaktorik kann, wie vorher erwähnt, durch ein selbsthemmendes Getriebe realisiert werden. Bei dieser Anordnung kann die Kupplungslast die Aktorik nicht zurück treiben. Dabei ist es nachteilig, dass nur ein geringer Wirkungsgrad vorliegt. Eine Leistungssteigerung der Aktorik wäre möglich, wenn eine realisierbare Anordnung mit höherem Wirkungsgrad und Selbsthaltungseigenschaften vorgeschlagen wird. Demnach wird wie bereist oben erwähnt der Einsatz z. B. einer einseitigen Freilaufbremse vorgeschlagen. Demnach soll die Haltefunktion durch eine separate Vorrichtung realisiert werden. Es wird vorgeschlagen, dass hierfür eine Bremsenvorrichtung verwendet wird. Somit kann verhindert werden, dass der Aktor durch die Kupp- lungskraft zurückbewegt werden kann. Die jeweils erforderliche Größe der Bremswirkung kann dabei der jeweiligen Kupplungslast angepasst werden. Durch einen Freilauf kann weiterhin erreicht werden, dass die Bremse nicht beim zurückdrücken der Kupplung wirksam wird. Nur bei der Rückbewegung des Ausrücksystems wird über den Freilauf die Bremse der Übertragungsstrecke zurückgekuppelt. Der Aktor kann für einen Rückhub die Differenz aus Brems- und Kupplungslast aufbringen.
Bei dem Fall, bei dem die Aktorbewegung gegen die Last wirkt, also z. B. die Kupplung zudrückt, kann der Freilauf offen sein und der Motor einen guten Wirkungsgrad aufweisen. Wenn der Aktor still steht, kann die Kupplung zurückgetrieben werden, wobei der Freilauf die Bremse einkuppelt, so dass die Bremswirkung die Kupplung in dieser Stellung hält. Ferner ist bei der Aktorbewegung der Rückhub zu betrachten. In diesem Fall unterstützt die Kupplungslast die Bewegung. Demnach kann der Aktor sich zurück bewegen und der Freilauf hält die Bremse eingekuppelt. Somit wirkt der Aktor gegen die Differenz von Brems- und Kupplungslast.
In Figur 19 ist die Kupplungskraftabhängigkeit der Bremswirkung an Hand der Verläufe der Kupplungslast (durchgezogene Linie) und der Bremswirkung (gestrichelte Linie) über den Ausrückweg dargestellt. Für die Funktionsweise der vorgeschlagenen Kupplungsaktorik kann die Wirkung des Freilaufes berücksichtigt werden. Das Einkuppeln der Bremse in die Übertragungsstrecke kann durch ein beliebiges Freilaufprinzip erfolgen. Bei sämtlichen Varianten ist jedoch ein gewisses Ansprecherhalten vorgesehen, bei dem erst ein Rückhubweg erfolgen muss, bis die Verbindung geschlossen ist. Die Größe des Rückhubes kann kleiner als die Reglerhysterese der Kupplungsbetätigung sein. Dabei ist für jeden Fall die Hysterese des Reglers und der Freilaufbremse geeignet abzustimmen, um eine geeignete Momenten- nachführung, eine Schlupfregelung usw. zu realisieren. Dementsprechend ist die Freilaufbremse an einer geeigneten Stelle der Übertragungsstrecke vorzusehen.
Bei der erfindungsgemäßen Konzeption sind verschiedene Anordnungsvarianten denkbar. Die Unterschiede bei den verschiedenen Varianten liegen insbesondere in der Anordnung der Wirkstelle des Bremsfreilaufes in der Übertragungsstrecke.
In Figur 20 ist eine erste mögliche Variante 1 dargestellt, wobei die Kupplungsbetätigung mit einem Bremslauf im Ausrücksystem versehen ist. Bei dieser Variante ist der Motor des Aktors über ein erstes Getriebe mit der Übertragungsstrecke gekoppelt. Die Übertragungsstrecke weist einen Freilauf auf, welcher mit einer Bremse gekoppelt ist, wobei über ein zweites Getriebe das Ausrücksystem mit der Kupplung verbunden ist.
Aus der nachfolgenden Tabelle sind die Gesamtübersetzung, die Übersetzung 1 , der Ansprechwinkel, die Übersetzung 2, der Kupplungshub sowie die Weghysterese für die erste Variante angegeben.
Figure imgf000023_0001
Figure imgf000024_0001
n Figur 20 ist vorgesehen, dass der Ansprechwinkel Aφ bezogen auf den Kupplungsweg mit der Übersetzung i2 wirkt. Eine Verbesserung des Wirkungsgrades kann durch eine veränderte Übersetzung i2 bewirkt werden, jedoch kann daraus eine Verschlechterung der Reglerhysterse resultieren.
Eine zweite mögliche Variante der erfindungsgemäßen Konzeption ist in Figur 21 dargestellt. Bei dieser Variante wird die Kupplungsbetätigung mit einem Bremslauf und zwei Übersetzungen im Kupplungsaktor vorgesehen.
Aus der nachfolgenden Tabelle sind die für diese Variante vorgesehen Werte angegeben.
Figure imgf000024_0002
Figure imgf000025_0001
Aus Figur 21 ist ersichtlich, dass der Ansprechwinkel Δφ bezogen auf den Kupplungsweg mit der Übersetzung i2 und i3 wirkt. Dabei ist zu berücksichtigen, dass das höhere wirksa- me Trägheitsmoment des Bremsfreilaufes nur mit der Übersetzung auf den Antrieb wirkt.
In Figur 22 ist eine dritte mögliche Variante 3 gemäß der Erfindung dargestellt, bei der die Kupplungsbetätigung mit einem Bremsfreilauf und einer Übersetzung im Kupplungsaktor realisiert wird. In der nachfolgenden Tabelle sind die entsprechenden Werte für die dritte Variante gemäß Figur 22 dargestellt.
Figure imgf000025_0002
ln Figur 22 wird die Wirksamkeit des Ansprechwinkels Δφ mit den Übersetzungen und i2 bezogen auf die Kupplung gezeigt. Das Trägheitsmoment des Bremsfreilaufes wirkt in diesem Fall direkt auf den Antrieb.
In der nachfolgenden Tabelle wird eine Bewertung der Anordnungsvarianten gezeigt.
Figure imgf000026_0001
Zusammenfassend ist aus diesem Vergleich ersichtlich, dass der Einsatz des Bremsfreilaufes am Ausrücklager, welches der ersten Variante 1 entspricht, nicht bei einem Doppelkupplungsausrücker verwendet werden sollte. Die beiden anderen Varianten 2 und 3 sind hinsichtlich der genannten Kriterien als gleichwertig anzusehen. Die Auswirkung der Reglerhysterese und des Trägheitsmomentes können ebenfalls weiter untersucht werden.
In Figur 23 ist die Realisierung einer Freilaufbremse schematisch angedeutet. In dieser Darstellung wird eine Freilaufsperre gezeigt, welches der ersten Variante gemäß Figur 20 entspricht; der Bremsfreilauf ist am bzw. im Ausrücklager angeordnet. Die Freilaufsperre ist an dem Statorteil des Elektromotors mit einer Verdrehsicherung vorgesehen. Dabei ist eine Drehbetätigung vorgesehen, welche über eine axiale Abstützung mit der Bremse gekoppelt ist, wobei die axiale Abstützung die Bremswirkung reguliert. Der Ansprechwinkel Δφ liegt hier bei etwa 6° und die Bremse weist einen Reibwert μ von 0,03 auf. Das Bandgetriebe weist eine Steigung P = 3 mm auf. Entsprechend kann für die Varianten 2 bzw. 3 ebenfalls eine Freilaufbremse in der Aktorik realisiert werden. Insbesondere kann eine axiale Komponente einer Schrägverzahnung oder Lagerkräfte zur Betätigung der Bremse dort eingesetzt werden, da diese immer im festen Verhältnis zur Kupplungskraft stehen.
Es ist gemäß einer Weiterbildung der Erfindung auch möglich, eine beidseitige Lastrichtungsbremse einzusetzen. Es hat sich gezeigt, dass eine nachteilige Eigenschaft des Bremsfreilaufes darin liegt, dass die Lastrichtung nicht wechseln kann. Somit kann keine einfache Kompensation, wie sie z. B. beim elektronischen Kupplungsmanagement verwendet wird, zum Einsatz kommen. Auf diese Weise ist bei Bewegungen im Bereich mit größeren Kupplungskräften eine höhere Aktorbelastung zu erwarten.
Demzufolge kann eine beidseitige Lastrichtungsbremse verwendet werden. Dabei wird nicht nur die Bewegungsrichtung, sondern auch die Lastrichtung als Kriterium für die Zuweisung der Bremswirkung genutzt. Die Bremswirkung tritt dann nur ein, wenn eine Last gegen den Antrieb zurück wirkt.
Eine mögliche Ausgestaltung für eine Kupplungsbetätigung mit Kompensation ist in Figur 24 schematisch dargestellt. Dabei ist der Motor über ein erstes Getriebe 1 mit der Übertragungsstrecke gekoppelt, wobei die Übertragungsstrecke eine Kompensationsfeder aufweist. Das Ausrücksystem ist mit der Übertragungsstrecke über ein zweites Getriebe 2 gekoppelt.
In Figur 25 ist das Verhältnis der Kupplungskraft und der Kompensationskraft bezogen auf den Ausrückweg dargestellt. Im einzelnen ist die Kupplungslast mit durchgezogener Linie, die Kompensationswirkung mit gekreuzter Linie und die resultierende Last mit einer gestrichelten Linie über dem Ausrückweg dargestellt. Der Hubweg SHUD beträgt 8 mm, die maximale Ausrückkraft 1600 N, die Kompensationskraft Fκompensation 800 bis 480 N und der Wirkungsgrad t7gΘS liegt etwa bei 0,45. Aus den Verläufen in Figur 25 ist ersichtlich, dass die resultierende Last, welche gestrichelt dargestellt ist, den Null-Punkt durchläuft, wo- durch ein Richtungswechsel bei der Last vollzogen wird.
Eine mögliche Anordnung mit einer Lastrichtungsbremse in der Kupplungsbetätigung ist in der Figur 26 schematisch dargestellt. Dabei sind insbesondere erste Bremse 1 , eine zweite Bremse 2 und ein erster Freilauf 1 sowie ein zweiter Freilauf 2 in dem Aktor vorgesehen. Es ist ersichtlich, dass die Wirkung der Bremse 1 bzw. der Bremse 2 von der Bewegungsrichtung des Freilaufes 1 bzw. Freilaufes 2 und von der Lastrichtung eines ersten Lastrichtungselement 1 bzw. eines zweiten Lastrichtungselement 2 abhängig ist.
Dies ist insbesondere auch aus dem Diagramm in Figur 27 ersichtlich. In Figur 27 ist die Kupplungslast mit durchgezogener Linie, die resultierende Last mit gestrichelter Linie und die Kompensationswirkung mit gekreuzter Linie angedeutet. Insgesamt ergeben sich die Bewegungsrichtungs- und Lastrichtungsabhängigkeiten der Bremse. In einem Bewe- gungsabschnitt 1a ist der Freilauf 1 geschlossen und die Bremse 1 wirkt. Der Freilauf 2 ist in diesem Fall offen. In den Bewegungsabschnitt 1b ist der Freilauf 1 geschlossen, jedoch die Bremse 1 wirkt nicht. Der Freilauf 2 ist wie bei dem Bewegungsabschnitt 1a offen.
In dem Bewegungsabschnitt 2b ist der Freilauf 1 offen und der Freilauf 2 geschlossen, jedoch die Bremse 2 wirkt in diesem Abschnitt nicht.
Ferner ist bei dem Bewegungsabschnitt 2a der Freilauf 1 offen und der Freilauf 2 geschlossen, jedoch die Bremse 2 wirkt in diesem Abschnitt.
In Figur 28 ist eine mögliche Realisierung einer Lastrichtungsbremse gezeigt. Dabei ist die Lastrichtungsbremse im Aktorgetriebe eines Zahnstangenaktors angeordnet, wobei der Aktoraufbau beispielhaft angedeutet ist . Es ist ersichtlich, dass durch die wechselnde A- xiallastrichtung an der Schneckenwelle die Wirkungsweise der Bremse in vorteilhafter Weise beeinflusst werden kann. Ferner sind durch Pfeile die Axialkraftrichtung 1 der Bremse 1 sowie die Axialkraftrichtung 2 der Bremse 2 angedeutet.
Nachfolgend wird ein Systemvergleich mit einer selbsthemmenden, kompensierten Kupplungsaktorik vorgenommen. Die Leistungsaufnahme bei der Aktorbewegung kann z. B. für eine Hub- und eine Rückhubbewegung beschrieben werden. Zum Vergleich kann z. B. eine herkömmliche Anordnung einer Kupplungsbetätigung mit selbsthemmendem Getriebe und mit einer Kompensationsfeder verwendet werden. Unter der Berücksichtigung des Wirkungsgrades und der Regelhysterese kann sich für diese Anordnung die Betätigungslast, wie in Figur 29 gezeigt, darstellen. In Figur 29 ist die Kupplungslast mit durchgezogener Linie, die Kompensationswirkung mit gekreuzter Linie, die resultierende Last mit schmal gestrichelter Linie und die Betätigungslast mit breit gestrichelter Linie über dem Ausrückweg dargestellt. Bei diesem Bei- spiel liegt der Wirkungsgrad ?7ges bei etwa 0,45 durch einen Pfeil ist die Hubbewegung gegen die Kupplungskraft angedeutet und mit einem anderen Pfeil ist der Rückhub gegen die Kompensationsfederkraft in Figur 29 gezeigt.
Ferner ist in Figur 30 die Betätigungslast des erfindungsgemäßen Systems mit einem Bremsfreilauf entsprechend der zweiten Variante 2 dargestellt. Dabei ist die Betätigungslast mit gestrichelter Linie angedeutet, wobei die durch diesen Verlauf eingeschlossene Fläche die Arbeit Wschieife des Systems ergibt, welche den Wert 7,2 J annimmt. Ferner ist die Kupplungslast mit einer dicken durchgezogenen Linie und die Bremswirkung mit einer dünneren durchgezogenen Linie gekennzeichnet. Aus dem Diagramm ergibt sich eine Bremskraft Fßremse von 1 ,15 * Kupplungskraft Fκuppiung ■ Insgesamt ergibt sich ein Wirkungsgrad von 0,69, welcher höher ist als der Wirkungsgrad des herkömmlichen Systems, der einen Wirkungsgrad von nur 0,45 aufweist.
In Figur 31 ist die Betätigungslast des Systems mit einer Richtungsbremse dargestellt. Dabei ist der Verlauf der Kupplungslast mit einer durchgezogenen Linie, die Kompensationswirkung mit einer gekreuzten Linie, der Verlauf der Bremswirkung mit einer schmaleren gestrichelten Linie und der Verlauf der Betätigungslast mit einer breiteren gestrichelten Linie dargestellt. Der Verlauf der Betätigungslast ergibt die Arbeit des Gesamtsystems, welche etwa bei 0,8 J (Wschieife) Heg . Bei diesem Beispiel liegt die Bremskraft FBrθmse bei 1 ,15 * FκuPPiung . Der Wirkungsgrad liegt ebenfalls bei 0,65 (τ7ges). Durch die dargestellten Pfeile werden die Hubbewegung gegen die Kupplungs- bzw. Kompensationskraft und die Hubbewegung gegen die Differenz von Brems- und Kupplungs-/Kompensationskraft angedeutet. Die unteren Pfeile zeigen den Rückhub an. Zum einen gegen die Kupplungs- /Kompensationskraft und zum anderen gegen die Differenz von Brems- und Kupplungs- /Kompensationskraft an.
Aus den Figuren ist deutlich erkennbar, dass für einen vollen Kupplungshub und Rückhub die Variante mit dem Bremsfreilauf ca. 56% und mit der Richtungsbremse ca. 76% der Leistung des herkömmlichen Systems benötigt. Für den Bewegungsbereich in dem das Kupplungsmoment übertragen wird, welcher etwa bei 4 bis 8 mm liegt, wird jedoch der erheblich größere Anteil des Leistungseintrages bei der Freilaufbremse zu verzeichnen sein.
In Figur 32 ist der Leistungsbedarf bei Stellbewegungen über dem Ausrückweg dargestellt. Dabei ist der Verlauf mit Kompensation gestrichelt, der Verlauf mit Bremsfreilauf durchgezogen und der Verlauf mit einer Richtungsbremse gekreuzt dargestellt. Der dargestellte Zyklus bildet die Vorgänge der Kupplungsbetätigung, wie z. B. der Tastpunkt- adaption, dem Kriechen, dem Anfahren, dem Ein- bzw. Auskuppeln beim Schalten und der Momentennachführung bzw. Schlupfregelung zueinander im relevanten Verhältnis ab.
Es ist ersichtlich, dass insbesondere das System mit der Richtungsbremse bei größeren Ausrückwegen einen geringeren Energieeintrag aufweist.
In Figur 33 ist ein Kupplungsstellerzyklus abgebildet, welcher ein Anfahr- und Schaltvorgang sowie eine Momentennachführung repräsentiert. Dabei ist der Ausrückweg über die Zeit dargestellt. In Figur 34 wird eine Häufigkeitsverteilung der Kupplungsstellerposition im Bewegungszyklus für einen Vor- und Rückhub über dem Ausrückweg dargestellt. Dabei sind die Bewegungen für den Hub und Rückhub in Abschnitte von 0,2 mm Länge klassifiziert. Der obere Pfeil gibt die Richtung gegen die Kupplungslast und der untere Pfeil gibt die Richtung gegen den Bremsfreilauf an.
In Figur 35 wird an Hand der drei gezeigten Diagramme ein Vergleich der Leistungsauf- nähme während eines Fahrzyklus dargestellt. Dabei wird nur die mechanische Leistungsaufnahme für die Kupplungsbetätigung berücksichtigt. Die Belastungen für die Beschleunigung und das Abbremsen des E-Motors sowie die Einflüsse auf den Wirkungsgrad in Abhängigkeit von der Stellgeschwindigkeit werden nicht berücksichtigt. In den Diagrammen werden jeweils der Energieeintrag über dem Ausrückweg aufgetragen, wobei der Energieeintrag jeweils durch ein quadratisches Kästchen und die Betätigungslast jeweils mit einer durchgezogenen Linie gekennzeichnet ist. ln dem oberen Diagramm ist der Energieeintrag bei einer kompensierten Aktorik dargestellt. In dem mittleren Diagramm ist der Energieeintrag bei der Verwendung eines Bremsfrei lauf es und in dem unteren Diagramm ist der Energieeintrag bei der Verwendung einer Richtungsbremse gezeigt.
Bei dem System mit einem Bremsfreilauf ist erkennbar, dass durch die relativ häufigen Bewegungen im Ausrückwegbereich von etwa 5 bis 8 mm der wesentliche Anteil des Leistungseintrages für die Bremsfreilaufvariante zu verzeichnen ist. Bei einer Schlupfregelung könnte dies weiter verstärkt werden.
Unter Hinzunahme des in Figur 36 dargestellten Diagramms ist ersichtlich, das ein Vorteil für den Energieeintrag dann eintritt, wenn die Bremskraft einen bestimmten Wert der Kupplungskraft nicht überschreitet. Insbesondere kann dieser Wert bei dem ca. 1 ,15-fache der Kupplungskraft liegen. Unter der Berücksichtigung, dass die Bremskraft minimal der Kupplungskraft entspricht, ergibt sich ein Gewinn bezüglich des Energieeintrages von ca. 15 % gegenüber dem herkömmlichen System.
Unter Berücksichtigung von Schwankungen der Bremswirkung z. B. durch Reibwertveränderungen kann gegenüber einem Aktor mit selbsthemmendem Getriebe ein Vorteil er- reicht werden. Besonders vorteilhaft ist es jedoch, dass bei dem neuen System keine Kompensationsfeder eingesetzt wird.
Es ist auch möglich, das eine Verbesserung der Leistungsaufnahme erreicht wird, wenn der Bremsfreilauf mit einer Teil-Kompensation kombiniert wird. Hierdurch lässt sich die Wechselwirkung von Aktorlast und Häufigkeit der Kupplungsstellerposition positiv beeinflussen.
Insgesamt ergibt sich aus Figur 36 der besonders vorteilhafte als nutzbringender Bereich bezeichnete Abschnitt, bei dem die kompensierte Aktorik gegenüber der selbsthemmen- den Aktorik bezüglich des Leistungseintrages Vorteile bietet. Dazu ist ein Faktor des E- nergieeintrages über dem Verhältnis von Bremskraft FBremse und Kupplungskraft FκuPPiung aufgetragen. Hinsichtlich des Systems mit Richtungsbremse kann festgestellt werden, dass insbesondere die zweiseitige Richtungsbremse bezüglich des Energieverbrauches besonders vorteilhaft ist, da der Energieverbrauch gegenüber den anderen Systemen wesentlich geringer ist.
Schließlich werden die Ergebnisse in der nachfolgenden Tabelle gegenübergestellt. Dabei ist die Bezugsbasis die Betätigung einer zugedrückten Kupplung mit etwa 1600 N Maxi- malkraft am Ausrücklager und einem Ausrücklagerweg von etwa 8 mm. Es wird berücksichtigt, dass nur die mechanische Leistung für die Bewegung der Kupplung verwendet 0 wird. Dabei sind sämtliche Aufwendungen für die Beschleunigung des Motors oder die Wirkungsgradveränderungen des Antriebs nicht berücksichtigt.
Figure imgf000032_0001
Nachfolgend wird eine nächste Weiterbildung der Erfindung beschrieben, bei der eine Kupplungsaktorik mit zumindest einer durch die Kupplungslast betätigten Freilaufbremse und mit einem Getriebe mit möglichst hohem Wirkungsgrad beschrieben wird.
Zur Betätigung von Kupplungen, insbesondere mit elektromotorischen Aktoren, ist aus Sicherheits- und Komfortgründen eine Selbsthemmung erforderlich. Im allgemeinen wird diese durch ein Übertragungsgetriebe realisiert, das diese Selbsthemmung gewährleistet und daher üblicherweise einen schlechteren Wirkungsgrad aufweist.
Demnach liegt der vorliegenden Erfindung die Aufgabe zu Grunde, einen Kupplungsaktor vorzuschlagen, der insbesondere höhere Lasten aufnehmen kann, so dass er z. B. auch bei Doppelkupplungsgetrieben eingesetzt werden kann.
Dies kann z. B. durch eine Funktionstrennung ermöglicht werden, bei der die Selbsthaltung in ein separates Bauteil verlagert wird, so dass ein Getriebe mit hohem Wirkungsgrad eingesetzt werden kann.
Um die Selbsthaltung des Kupplungsaktors zu gewährleisten, kann z. B. eine Bremse vor- gesehen werden, die das selbständige Lösen der Kupplung verhindert. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass die Bremswirkung durch die Kombination mit einem Freilauf nur in Richtung der Betätigungskraft erreicht wird. Es ist auch möglich, dass die Betätigungskraft der Bremse direkt von den Betätigungskräften der Kupplung abhängig ist.
Durch die erfindungsgemäße Konzeption kann ein Getriebe mit hohem Wirkungsgrad zum Einsatz kommen und auf eine nachteilige Kompensation verzichtet werden.
Diese Konzeption ist besonders vorteilhaft bei Doppelkupplungsgetrieben anzuwenden. Es ist auch denkbar diese Lösung bei anderen Getrieben zu realisieren.
Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben, bei der ein Kupplungsaktor mit einem Bandgetriebe vorgeschlagen wird. Insbesondere für ein Doppelkupplungsgetriebe wird eine geeignete Kupplungsaktorik benötigt. Neben den normalen Anforderungen hinsichtlich der Betätigungskraft und dem Betätigungshub sind insbesondere bei Doppelkupplungsgetrieben weitere besondere An- bauanforderungen erforderlich.
Beispielsweise sollte die Aktorik in die Kupplungsglocke integriert werden. Dies bedeutet, dass eine geeignete Art der Abtriebsbewegung gefunden werden muss und dass das Aktorgehäuse an der Kupplungsglockenwand geeignet fixiert wird.
Für die Integration der Kupplungsaktoik in die Kupplungsglocke kann z. B. ein mechanisches Ausrücksystem für ein Doppelkupplungsgetriebe verwendet werden, bei dem dazu zwei koaxial gelagerte Drehgabeln verwendet werden.
Erfindungsgemäß kann vorgesehen sein, das ein üblicher Motor mit einem selbsthemmenden Bandgetriebe, welches einem elektrischen Zentralausrücker- Übersetzungsgetriebe entspricht, und mit einer Kompensationsfeder koaxial angeordnet wird. Es ist möglich, dass dazu ein Kupplungsaktor mit einem Spindelaktor mit Kompensationsfeder verwendet wird. Gemäß der vorliegenden Konzeption werden die Kompen- sationsfeder und das Bandgetriebe koaxial zueinander angeordnet, wodurch die Überset- zungs- und die Abtriebshubbewegung realisiert wird.
Eine derartige Anordnung ist in Figur 37 beispielhaft dargestellt. Dort ist eine geschnittene Ansicht eines Kupplungsaktor mit Bandgetriebe und Kompensationsfeder gezeigt. Daraus ergibt sich die folgende Funktionsweise der koaxial angeordneten Aktorbestandteile.
Wenn durch den Antrieb der Motorwelle über die Drehmitnahme der Rotor gedreht wird, resultiert daraus am Abtriebsteil eine entsprechende Hubbewegung. Hierzu sollte das Abtriebsteil im Gehäuse axial beweglich sein und eine Momentenabstützung vorgesehen sein. Diese Drehsicherung kann z. B. durch einen Eingriff in eine Nut des Gehäuses oder auch durch eine entsprechende Ausgestaltung des Ausrückhebels, wie z. B. mit Schlüsselflächen oder dgl. erfolgen. Die axiale Reaktionskraft des Rotors kann durch eine Stützlagerung aufgenommen werden. Es ist auch möglich, dass eine Axialkraftabstützung über die Motorwelle erfolgt. Dann kann das zusätzliche Stützlager und die axiale Freiheit der Drehmitnahme in vorteilhafter Weise entfallen. Möglicherweise sollte bei dieser Variante die Motorwellenlagerung ver- stärkt werden, um die Axiallast abzustützen.
Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung kann das Bandgetriebe derart ausgeführt sein, dass die erheblichen Axialkräfte übertragen werden können. Durch die Auswahl der Steigung (Blechbanddicke) und des Wirkdurchmessers des Bandgetriebes kann die Überset- zung derart bestimmt werden, dass ein geeignetes Verhältnis zwischen dem Motor und der Kupplungslast realisiert wird.
Auf Grund der Reibverhältnisse, welche sich aus dem Reibwert und dem Steigungswinkel ergeben, ist in vorteilhafter Weise eine Selbsthemmung bei der erfindungsgemäßen Kon- zeption möglich.
Auf das Abtriebsteil wirkt ebenfalls eine Kompensationsfederkraft. Die Reaktionskraft der Feder kann vom Gehäuse aufgenommen werden. Beispielsweise kann eine lineare Schraubenfeder verwendet werden. Es ist auch möglich, andere geeignete Federele- mente zu verwenden. Um ein ausreichendes Kompensationskraftniveau zu realisieren, kann eine relative hohe Ausgangskraft und z. B. eine flache Kennlinie verwendet werden. Das hohe Kraftniveau kann durch einen großen Drahtquerschnitt und z. B. durch einen langen Einfederweg erreicht werden. Die geringe Federrate kann durch einen großen Wicklungsdurchmesser und z. B. durch eine große Ausgangslänge im Verhältnis zum Hub ermöglicht werden.
Besonders vorteilhaft ist eine Anordnung, bei der die Feder koaxial um den Poltopf des Motors, welches in Figur 37 gezeigt ist, bzw. innerhalb oder außerhalb des Bandgetriebes angeordnet ist, welches in Figur 38 gezeigt ist.
Ferner ist es weiterhin besonders vorteilhaft, wenn mindestens zwei Federn radial ineinander greifen, welches in Figur 39 gezeigt ist. Bei dieser Anordnung ist es auch möglich, dass nicht kreisförmige Drahtquerschnitte der Federn verwendet werden, sondern z. B. rechteckige oder dgl. Querschnitte. Dies ist insbesondere in Figur 37 gezeigt. Eventuell höhere Kosten für diese Querschnittsform werden durch die Vorteile bei der Montage und der Funktion insbesondere auf Grund geringerer Reibung mehr als aufgehoben.
In Figur 40 wird die Anordnung des Kupplungsstellers und des Ausrücksystems an der Kupplungsglocke dargestellt. Die Vorteile dieser Gesamtanordnung liegen insbesondere bei der Montage des Kupplungsstellers an der Kupplungsglocke. Wenn bei dem Doppelkupplungsgetriebe ein Ausrücksystem mit zwei Hebeln eingesetzt wird, können in vorteilhafter Weise zwei gleiche Kupplungsaktoren verwendet werden.
Gemäß einer ersten möglichen Variante kann ein axial fest stehendes Bandgetriebe verwendet werden. Eine mögliche Anordnung ist in Figur 41 gezeigt. Dabei ist erkennbar, dass der Rotor axial nicht bewegt wird. Demnach zeigt Figur 41 den Aufbau mit axial ver- schieblichbarem Rotor und feststehendem Bandgetriebe. Die Vorteile liegen insbesondere in den veränderten Anordnungsmöglichkeiten der Bauteile. i
Eine zweite Variante betrifft eine hydraulische Kupplungsbetätigung. In Figur 42 ist die Kombination eines Bandgetriebes, einer Kompensationsfeder und eines Geberzylinders gezeigt. Bei dieser Variante ist es möglich, das auch ein axial fest stehender Rotor ver- wendet wird.
Eine dritte mögliche Variante ist in Figur 43 gezeigt, bei der eine Anordnung mit einer Kompensationsfeder außerhalb des Aktorgehäuses vorgesehen ist. Daraus ergibt sich ein offener Gehäusebereich und ein abgeschlossener Gehäusebereich. Bei der in Figur 43 gezeigten Anordnung liegt die Kompensationsfeder relativ offen im Innenraum der Kupplungsglocke. Die Ausformung des Gehäuses (Schlitzung) kann z. B. für die Verdrehsicherung des Abtriebsteiles verwendet werden.
In Figur 44 wird eine vierte mögliche Variante gezeigt. In Figur 44 sind drei verschiedene Kupplungsaktoren mit schraubender Abtriebsbewegung gezeigt. Mit a) ist ein Kupplungsaktor mit einer Spiralrampe gezeigt, d. h. die Rampe weist eine Laufrolle auf, welche außerhalb der Feder liegt. Mit b) ist ein Kupplungsaktor ebenfalls mit einer Spiralrampe bezeichnet, bei der die Rampe eine Laufrolle aufweist, die innerhalb der Feder liegt. Ferner ist bei c) ein Kupplungsaktor gezeigt, bei der die Rampe eine Wälzspindel aufweist, die innen liegt. Dies ist eine Anordnung, wie sie in ähnlicher Weise bei einem mechanischen Zentralausrücker (MZA) verwendet wird.
Für die Betätigung eines mechanischen Zentralausrückers ist unter Umständen eine schraubende Abtriebsbewegung sehr vorteilhaft oder aber es wird nur die drehende Komponente der Abtriebsbewegung verwendet.
Die vorbeschriebene Variante kann auch bei einem axial festen Rotor verwendet werden. Vorteilhaft für den Wirkungsgrad des Kupplungsaktors sind dabei die Wälzreibverhältnisse am drehenden Abtriebsteil, aber auch die Gleitreibstellen mit entsprechend hohem Steigungswinkel.
Die Rampen bzw. Spindeln können zwischen dem Gehäuse und dem Abtriebsteil wirken. Somit tritt nur eine Lastrichtung auf und die Wirkstellen müssen nur einseitig ausgeführt werden. Dies beeinflusst in vorteilhafter Weise die Herstellungskosten.
Für die Kompensationsfeder ist die schraubende Bewegung zwischen dem Gehäuse und dem Abtriebsteil ebenfalls zu berücksichtigen. Bei geringen Relativdrehungen kann auf eine Drehentkopplung verzichtet werden. Die Feder kann dann bei der Bewegung zusätzlich verwunden werden. Diese Eigenschaft kann unter anderem bei der Kompensationskraft berücksichtigt werden, insbesondere hinsichtlich der Vorspannung und der Durch- messerVSteifigkeitsänderung.
Des weiteren kann eine fünfte Variante vorgesehen werden, welche einen Mechanismus an dem Aktorabtrieb vorschlägt. Um die Bewegungsverhältnisse am Abtrieb zu ändern, kann direkt am Aktor z. B. ein Hebel verwendet werden. Dadurch ist eine Änderung der Bewegungsrichtung oder eine weitere Übersetzung realisierbar. Die Reaktionskräfte z. B. des Hebels können von dem Aktorgehäuse aufgenommen werden. Auf diese Weise kann eine relativ flexible Anpassung an das Ausrücksystem ermöglicht werden. ln Figur 45 ist ein möglicher Hebelmechanismus am Aktorabtrieb gezeigt, wobei mit a) ein Übersetzungshebel und mit b) ein Umlenkhebel, unter Umständen mit ausgeprägt nicht linearer Übersetzung, bezeichnet wird.
Eine weitere sechste Variante des erfindungsgemäßen Konzeptes kann eine nicht lineare Kompensationsfeder vorsehen. Auf Grund des relativ kurzen Abtriebshubes lassen sich nicht lineare Kompensationsfedern in vorteilhafter Weise einsetzten. Beispielsweise kann ein Tellerfederpaket in den Bauraum der bisher dargestellten linearen Schraubenfedern vorgesehen sein. Es sind auch andere Federelemente einsetzbar.
In Figur 46 ist ein kinematisches Schema für eine Anordnung gemäß Figur 37 gezeigt, bei der ein Kupplungsaktor mit einem Bandgetriebe und einer Kompensationsfeder vorgesehen ist. Die Motorwelle weist eine Drehmitnahme auf, wobei der Rotor eine axiale Stützlagerung aufweist. Das Bandgetriebe ist mit dem Rotor mit dem Abtriebsteil gekoppelt. Eine Kompensationsfeder ist zwischen dem Gehäuse und dem Abtriebsteil vorgesehen. Somit wird über die Motorwelle und das Abtriebsteil die Abtriebskraft auf die Ausrückgabel übertragen.
In Figur 47 ist das kinematische Schema eines Aktors mit einem axial verschieblichen Rotor gezeigt, welches den Anordnungen gemäß der Figuren 41 bis 43 entspricht. Dabei wird die Antriebskraft von der Motorwelle über den axial verschieblichen Rotor schließlich auf das Abtriebsteil übertragen.
In Figur 48 ist ein weiteres kinematisches Schema eines Aktors mit schraubender Ab- triebsbewegung gezeigt, welches der Anordnung gemäß Figur 44 entspricht. Bei dieser Anordnung wird die Abtriebskraft über den Rotor mittels einer Rampe auf das Abtriebsteil übertragen.
Die vorgeschlagenen Konzeptionen für einen Kupplungsaktor können bevorzugt bei sämt- liehen automatisierten Kupplungsbetätigungen verwendet werden. Insbesondere bei einem elektronischen Kupplungsmanagement (EKM), einem automatisierten Schaltgetriebe (ASG), einem Doppelkupplungsgetriebe (DKG) oder einem elektrischen Schaltgetriebe (ESG). Nachfolgend wird eine weitere Ausgestaltung der vorliegenden Erfindung beschrieben, bei der ein möglichst kostengünstiger, geräuscharmer Aktor zur Betätigung von Kupplungen vorgeschlagen wird, welcher zudem eine geringe Hysterese aufweist.
Demnach wird ein Kupplungsaktor vorgeschlagen, bei dem die Kupplung, z. B. die Anfahrkupplung, durch eine Pumpeneinheit mit einem E-Motor ohne Zwischenschaltung von Ventilen realisiert wird. Die Pumpeneinheit kann beispielsweise als Innenzahnradpumpe oder dergleichen ausgeführt werden. Dadurch kann der Kupplungsaktor besonders ge- räuscharm betrieben werden. Die Innenzahnradpumpe kann leckspaltkompensiert ausgeführt werden.
Die hydraulische Betätigung z. B. einer Anfahrkupplung kann üblicher Weise unter Zwischenschaltung von Proportionalventilen oder dgl. geregelt bzw. gesteuert werden. Dies erfordert neben dem eigentlichen Ventil eine weitere Ventileinheit, welche meist als Schieberventil ausgeführt ist. Daraus ergeben sich die Nachteile, das zum einem hohe Herstellungskosten, und zum anderen ein schlechtes Hystereseverhalten, insbesondere bei möglichen Verschmutzungen vorliegen.
Diese Nachteile werden bei der vorgeschlagenen erfindungsgemäßen Konzeption vermieden, indem der Regel- bzw. Steuerbefehl von einem Rechner oder dgl. an den E- Motor gegeben wird. Der E-Motor der Pumpeneinheit kann entsprechend des gegebenen Befehls z. B. durch Veränderung der Drehzahl oder der Drehrichtung des E-Motors beeinflusst werden. Des weiteren kann der E-Motor bezüglich des Volumenstromes, des Dru- ckes oder der Fließrichtung des Mediums bzw. des Öles geeignet beeinflusst werden, so dass die vorgenannten Nachteile nicht auftreten.
Diese vorgeschlagene Lösung kann bevorzugt bei Getrieben mit geregelten Anfahr- oder Schaltkupplungen zum Einsatz kommen.
Der mit der Anmeldung eingereichte Patentanspruch ist ein Formulierungsvorschlag ohne Präjudiz für die Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnung offenbarte Merkmalskombinationen zu beanspruchen.
Da vorteilhafte Weiterbildungen im Hinblick auf den Stand der Technik am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die Anmelderin sich vor, diese zum Gegenstand abhängiger und/oder unabhängiger Ansprüche oder Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige Erfindungen enthalten, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Ausgestaltungen unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der vorliegenden Offenbarung zahlreiche Abänderungen und Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von einzel- nen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungsformen sowie dem Anspruch beschriebenen und in der Zeichnung enthaltenen Merkmalen bzw. E- lementen oder Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

Patentanspruch
1. Verfahren, Vorrichtung und deren Verwendung zum Betrieb eines Kraftfahrzeuges mit einem Antriebsmotor und einem Getriebe im Antriebsstrang, gekennzeichnet durch mindestens eines der in den nachfolgenden Anmeldungsunterlagen enthaltenen
Merkmale oder der Kombination von mindestens zwei dieser Merkmale.
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