WO2011141013A1 - Kupplungsanordnung - Google Patents

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WO2011141013A1
WO2011141013A1 PCT/DE2011/000408 DE2011000408W WO2011141013A1 WO 2011141013 A1 WO2011141013 A1 WO 2011141013A1 DE 2011000408 W DE2011000408 W DE 2011000408W WO 2011141013 A1 WO2011141013 A1 WO 2011141013A1
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WO
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clutch
bearing
cover
output shaft
coupling arrangement
Prior art date
Application number
PCT/DE2011/000408
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English (en)
French (fr)
Inventor
Ludwig Winkelmann
Steffen Dittmer
Original Assignee
Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg
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Publication date
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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
    • F16D21/00—Systems comprising a plurality of actuated clutches
    • F16D21/02—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways
    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/10—Clutch systems with a plurality of fluid-actuated clutches
    • 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
    • F16D21/00—Systems comprising a plurality of actuated clutches
    • F16D21/02—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways
    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F16D2021/0669—Hydraulically actuated clutches with two clutch plates

Definitions

  • the invention relates to a coupling arrangement, in particular with the aid of a
  • Double clutch can be transmitted to a gearbox provided by an internal combustion engine of a motor vehicle torque.
  • a double clutch which can transmit with the aid of a first clutch torque from an input shaft to a first output shaft and / or with the aid of a second clutch, the torque of the input shaft to a second output shaft arranged coaxially to the first output shaft
  • the dual clutch has a clutch cover which covers part of one of the clutches.
  • the clutch cover is mounted on a cover bearing.
  • the cover bearing has an outer ring which is connected to the clutch cover.
  • the cover bearing has an inner ring which is pressed with a mounting flange, wherein the mounting flange is immovably bolted to a transmission housing of a motor vehicle transmission.
  • a clutch arrangement for use in a drive train of a motor vehicle having a drive, the clutch arrangement and a transmission, wherein the clutch arrangement has a clutch, in particular a double clutch, for transmitting a torque from an input shaft to at least one output shaft.
  • the clutch assembly has a clutch cover for covering at least part of the clutch assembly, wherein the clutch cover is mounted on a cover bearing.
  • the cover bearing is connected in a radially displaceable manner to a transmission housing. Due to the radial displaceability of the cover bearing relative to the transmission housing production-related misalignment of the gear housing for coupling can be compensated, so that due to the misalignment in the cover bearing induced forces can be reduced.
  • the bearing friction of the cover bearing can be reduced, thereby avoiding unnecessary heating of a lubricant and thermal overloading of the lubricant.
  • the life of the cover bearing is thereby significantly increased. Due to the radial displaceability of the cover bearing relative to the transmission housing, the cover bearing can be automatically aligned when attaching the clutch to the transmission housing to compensate for misalignment, position tolerances and running tolerances of connecting parts.
  • Attachment flange connected for connection to the transmission housing, wherein the mounting flange has a mounting opening and a fastening means is guided through the mounting opening.
  • a predefined clearance S is provided which in particular is 0.1 mm ⁇ S ⁇ 5.0 mm, preferably
  • a support disk and / or a spring element are provided between the fastening flange and the fastening means, wherein the fastening flange has a wall surface pointing radially to the fastening element.
  • a clearance S 1a is provided between the support disk and the wall surface of the attachment flange and a clearance Sn is provided between the support disk and the attachment means, the sum of S 1a and Sn corresponding to at least the predefined clearance S, ie, Si a + SH> S.
  • the sum of S 2a and S 2 i at least the predefined game S corresponds, ie S 2a + S 2i > S holds. This ensures that the defined clearance S is not impaired by the spring element and / or the support disk.
  • the nominal dimensions and the tolerances used for the spring element and / or the support disk can be selected accordingly.
  • the inner ring and the mounting flange are made in one piece. Unnecessary tolerances between the inner ring and the mounting flange can be compensated.
  • the assembly is simplified because the inner ring with the mounting flange does not have to be pressed or connected in any other way. Furthermore, it is possible to avoid larger undercuts the unit of inner ring and mounting flange, so that the corresponding component can be easily manufactured.
  • a support disc and / or a spring element, in particular disc spring provided, wherein between a radially to the fastener facing wall surface of the mounting flange and a radially outwardly of the fastener outwardly facing outer surface of the support disc and / or the spring element a minimum Game S min is provided, in particular 0.1 mm SS min 5 5.0 mm, preferably 0.5 mm ⁇ S min ⁇ 4.0 mm, more preferably 1, 0 mm ⁇ Smin ⁇ 3.0 mm, and particularly preferably 1, 5 mm ⁇ S m in ⁇ is 2.0 mm.
  • the support disk and the spring element can be recessed into the mounting flange, without the radial outer surface of the support disk or the spring element can abut against the radial wall surface of the mounting flange with a radial displacement of the cover bearing relative to the transmission housing.
  • the spring element can be ensured that even with a radial displacement of the mounting flange relative to the transmission housing of the mounting flange substantially as possible abuts the transmission housing, so that a defined axial distance of the clutch is ensured to the transmission housing.
  • the spring element is arranged in particular between a screw head of the fastening means and the support disk and sufficiently biased.
  • the cover bearing has an outer ring with a radially outwardly pointing, in particular annular, bearing ballus for abutment against a radially inwardly facing bearing surface.
  • the curvature of the bearing ballus is selected such that a theoretical center of curvature of the bearing ballus lies substantially on an axis of rotation of the first output shaft and the second output shaft. Due to the particular substantially spherical contouring of the outer ring, the cover bearing can compensate for not only a radial offset, but also caused by misalignment angle offset of the clutch relative to the transmission housing automatically. Possible angle errors between the gearbox housing and a motor housing due to different tolerances of connecting parts can be compensated thereby. the. To compensate for a misalignment and / or angular misalignment no additional space is needed.
  • the outer ring is designed such that the Lagerballus relative to
  • typically occurring angular offsets can be compensated automatically.
  • a comparatively small area of the bearing ballus is sufficient to compensate for the desired angular offset.
  • the bearing ball and / or the bearing surface is preferably provided with a wear-inhibiting coating, the coating in particular having PEEK, PE, PA and / or DLC.
  • a wear-inhibiting coating the coating in particular having PEEK, PE, PA and / or DLC.
  • PEEK polyether ketone
  • PE polyester
  • PA polyamide
  • a low-cost bonded coating can be formed, which is friction-reducing and wear-resistant for the material pairing between the bearing ball and the bearing surface.
  • Particularly preferred is the Lagerballus and / or the bearing surface with a high quality hard coating, particularly a diamond-like carbon (DLC) layer, such as ® Triondur provided. The life of the cover bearing is thereby significantly increased.
  • DLC diamond-like carbon
  • the cover bearing is designed as a four-point bearing. Due to the automatic compensation of misalignment and the resulting reduced component load of the cover bearing a four-point bearing is sufficient to support the clutch cover of the clutch. Due to the four-point bearing, the bearing friction can be kept low, so that unnecessary friction losses are avoided. #
  • the clutch is configured as a double clutch with a first clutch for transmitting torque from the input shaft to a first output shaft and a second clutch for transmitting torque from the input shaft to a second output shaft arranged coaxially with the first output shaft. Due to the double clutch can be switched by means of a dual-clutch transmission essentially traction interruption free.
  • the first clutch has a first pressure plate axially movable relative to a first counterplate for coupling a first clutch disk connected to the first output shaft.
  • the second clutch may have a second movable axially relative to a second counter-plate have press plate for coupling a connected to the second output shaft second clutch plate.
  • an actuating device for moving the first pressure plate and / or the second pressure plate is provided.
  • the first counterplate or the second counterplate may protrude radially inward as a separate component from a radially outer clutch housing wall and / or from the clutch cover. It is also possible that the first counter-plate or the second counter-plate is integrally formed with the clutch housing wall and / or with the clutch cover.
  • the respective clutch disc can have, in particular on mutually path-breaking axial end faces, in each case a friction lining which can come into frictional engagement with an optionally provided friction lining of the associated counterplate and / or pressure plate in order to close the respective clutch.
  • the respective clutch disc can be rotatably connected via a toothing with the respective output shaft, but axially movably connected.
  • the respective pressure plates and counter plates are configured in particular as separate, functionally separate components, so that a so-called “four-plate design” is possible for the double clutch without significantly increasing the installation space common central plate are formed, so that for the double clutch, a so-called “three-plate design” is possible without increasing the space significantly.
  • the dual clutch may in particular be directly or indirectly connected to a vibration damper, in particular dual-mass flywheel and / or centrifugal pendulum and / or mass pendulum, which is located upstream of the engine and / or on the transmission side.
  • the respective clutch disc can be damped in particular by means of a disc damper.
  • the dual clutch can in particular be connected to the input shaft via a rigid disk (drive plate) and / or a flexible and / or flexible disk (flexplate), wherein the disk can transmit torques in order to be able to introduce the torque of the input shaft into the dual clutch. Due to the flexible design of the disc occurring vibrations can be completely or partially damped or eliminated.
  • the actuating device has a first piston for the axial movement of the first pressure plate by means of a first actuating pot and a second piston for axial movement of the second pressure plate by means of a second actuating pot, wherein the actuating travel of the first piston substantially corresponds to the displacement of the first pressure plate and / or the actuating travel of the second piston substantially corresponds to the displacement of the second pressure plate.
  • a directly actuated translation-free coupling is formed.
  • a pivoting of the respective actuator It does not take place, so that the corresponding components for enabling pivoting of the respective operating pot can be saved. Assuming an ideally rigid actuating pot the actuating travel of the respective piston corresponds exactly to the displacement of the associated pressure plate.
  • the displacement of the respective pressure plate thus differs from the actuating travel of the associated piston only by the distance in the axial direction by which the associated actuating pot is bent elastically upon actuation of the respective clutch.
  • the first actuation pot and / or the second actuation pot can be replaced by a respective actuation lever, which can be designed to be pivotable about a pivot point formed, in particular, by means of the clutch cover. This allows an additional translation, so that the actuator with a comparatively low actuation force can exert a comparatively high contact pressure on the pressure plate, wherein the contact pressure is greater than the actuation force.
  • the actuating means comprises a first annular pressure cylinder for moving the first pressure plate and a second annular pressure cylinder for moving the second pressure plate, wherein the first pressure cylinder and the second pressure cylinder are arranged coaxially with each other.
  • the coaxial arrangement of the ring-shaped pressure cylinder results in a particularly compact and space-saving design for the actuator. Due to the compact construction of the actuating device, the actuating device has a comparatively low dead weight so that the dead weight of the actuating device can be removed from the clutch cover without difficulty.
  • the invention further relates to a transmission train for a motor vehicle, comprising an engine-side input shaft and a motor vehicle transmission, wherein the motor vehicle transmission is connected to the input shaft via a coupling arrangement for coupling the input shaft with at least one output shaft.
  • Coupling arrangement can be trained and developed as described above. Automatic compensation of misalignment by the clutch assembly reduces component loads and increases the life of the gear train.
  • FIG. 2 shows a schematic sectional view of a cover bearing of the clutch assembly of Fig. 1,
  • FIG. 3 is a schematic partial sectional view of a clutch assembly in a second embodiment
  • FIG. 4 is a schematic sectional view of a cover bearing of the clutch assembly of FIG. 3,
  • FIG. 5 shows a schematic plan view of the cover bearing of Fig. 4
  • FIG. 6 shows a schematic sectional view of a detail of the cover bearing from FIG. 4.
  • the clutch assembly 10 shown in Fig. 1 and Fig. 2 has a transmission housing 12 which is connected to a preferably designed as a double clutch 14 clutch.
  • the dual clutch 14 has a first clutch 16, which is connected via a first toothing 18 with a first output shaft 20.
  • the dual clutch 14 also has a second clutch 22, which is connected via a second toothing 24 with a second output shaft 26 arranged coaxially with the first output shaft 20.
  • the dual clutch 14 further includes a clutch cover 28 which covers at least a portion of the first clutch 16 and / or the second clutch 22.
  • the clutch cover 28 is supported by means of a cover bearing 30.
  • the cover bearing 30 has a fixedly connected to the clutch cover 28 outer ring 32 which can rotate relative to an inner ring 34 of the bearing cap 30.
  • the inner ring 34 is connected to a mounting flange 36, wherein the inner ring 34 and the mounting flange 36 are made in one piece in the illustrated embodiment.
  • the dual clutch 14 is connected via the mounting flange 36 to the transmission housing 12.
  • the mounting flange 36 has a plurality of fastening openings 38, in each of which a collar screw 40 is inserted as fastening means, which is screwed to the transmission housing 12.
  • the collar screw 40 has within the mounting hole 38 a clear game, so that the mounting flange 38 and thus the cover bearing 30 is radially slidably connected to the transmission housing 12.
  • the collar screw 40 is recessed in a recess 42 of the mounting flange 36.
  • the mounting flange 36 has a facing to the collar screw 40 wall surface 44, which is arranged at a considerable distance from the collar screw 40.
  • a plate spring 46 is provided between the head of the collar screw 40 and the mounting flange 36 as a spring element, which is supported on a support plate 48. Between the wall surface 44 of the mounting flange 36 and the plate spring 46 and the support plate 48, a sufficient clearance is provided to allow the radial displacement of the mounting flange relative to the transmission housing 12. Additionally or alternatively, between the shaft of the collar screw 40 and the plate spring 46 and / or the support plate 48 a corresponding clearance may be provided to allow the Radialverschiebles the mounting flange 36 relative to the transmission housing 12.
  • the outer ring 32 of the cover bearing 30 is divided into two parts in comparison with the coupling arrangement 10 shown in FIGS. 1 and 2.
  • the outer ring 32 has in the illustrated embodiment, a substantially spherically curved Lagerballus 50 which rests against a correspondingly designed bearing surface 52.
  • the bearing ball 50 and the bearing surface 52 have a theoretical center 54 which lies on a rotation axis 56 of the first output shaft and the second output shaft 26. Due to the spherical configuration of the bearing ball 50 and the bearing surface 52, an angular offset ⁇ can be automatically compensated.
  • the cover bearing 30 preferably has three of the inner ring 34 radially projecting mounting flanges 36.
  • a collar screw 40 is provided for each mounting flange 36, so that a three-point centering of the cover bearing 30 with the gear housing 12 can bring about.
  • the collar bolts 40 are screwed into the gearbox housing 12 so far that the collar bolts 40 abut with its collar stop 58 with a defined depth of engagement on the gear housing 12. This makes it easier to set a defined biasing force for the plate spring 46.
  • the biasing force of the plate spring 46 can be adapted to different installation situations and / or different dual clutches 14 on the number and / or thickness in the axial direction of the support plate 48. A functioning self-centering of the cover bearing 30 and a sufficient holding force of the cover bearing 30 for a maximum radial acceleration can be ensured.
  • a predefined clearance S is provided between the support plate 48 and the wall surface 44 of the mounting flange 36 a game S a and between the support plate 48 and the collar screw 40 a game Sn provided, the sum of S 1a and S 1 ( at least the predefined clearance S corresponds, so Si a + Si,> S applies.
  • FIGS. 5 and 6 by way of example on the embodiment of the cover bearing 30 and of the coupling arrangement 10 shown in FIGS. 3 and 4 are also in the embodiment of the cover bearing 30 shown in FIGS. 1 and 2 and FIG the clutch assembly 10 applicable.

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Abstract

Es ist eine Kupplungsanordnung zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs mit einem Antrieb, der Kupplungsanordnung und einem Getriebe vorgesehen, wobei die Kupplungsanordnung eine Kupplung, insbesondere eine Doppelkupplung, zur Übertragung eines Drehmoments von einer Eingangswelle an mindestens eine Ausgangswelle aufweist. Die Kupplungsanordnung weist einen Kupplungsdeckel zur Abdeckung zumindest eines Teils der Kupplungsanordnung auf, wobei der Kupplungsdeckel über ein Deckellager gelagert ist. Erfindungsgemäß ist das Deckellager radial verschiebbar mit einem Getriebegehäuse verbunden. Durch die radiale Verschiebbarkeit des Deckellagers relativ zum Getriebegehäuse können Fluchtungsfehler ausgeglichen werden, so dass die Bauteilbelastung des Deckellagers reduziert ist und die Lebensdauer der Doppelkupplung erhöht ist.

Description

Kupplungsanordnung
Die Erfindung betrifft eine Kupplungsanordnung, bei der insbesondere mit Hilfe einer
Doppelkupplung ein von einer Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeugs bereitgestelltes Drehmoment an ein Getriebe übertragen werden kann.
Aus DE 10 2008 019 949 A1 ist eine Doppelkupplung bekannt, die mit Hilfe einer ersten Kupplung ein Drehmoment von einer Eingangswelle an eine erste Ausgangswelle und/oder mit Hilfe einer zweiten Kupplung das Drehmoment der Eingangswelle an eine koaxial zur ersten Ausgangswelle angeordneten zweiten Ausgangswelle übertragen kann. Die Doppelkupplung weist einen Kupplungsdeckel auf, der einen Teil einer der Kupplungen abdeckt. Der Kupplungsdeckel ist über ein Deckellager gelagert. Das Deckellager weist einen Außenring auf, der mit dem Kupplungsdeckel verbunden ist. Ferner weist das Deckellager einen Innenring auf, der mit einem Befestigungsflansch verpresst ist, wobei der Befestigungsflansch unbeweglich mit einem Getriebegehäuse eines Kraftfahrzeuggetriebes verschraubt ist.
Es besteht ein ständiges Bedürfnis, die Belastungen der für Kupplungen, insbesondere Doppelkupplungen, verwendeten Lager zu reduzieren, um die Lebensdauer der Lager zu verlängern.
Es ist die Aufgabe der Erfindung, Maßnahmen anzugeben, mit deren Hilfe die Lagerbelastungen einer Kupplung, insbesondere Doppelkupplung, für ein Kraftfahrzeug reduziert werden können.
Die Lösung der Aufgabe erfolgt erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
Erfindungsgemäß ist eine Kupplungsanordnung zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs mit einem Antrieb, der Kupplungsanordnung und einem Getriebe vorgesehen, wobei die Kupplungsanordnung eine Kupplung, insbesondere eine Doppelkupplung, zur Übertragung eines Drehmoments von einer Eingangswelle an mindestens eine Ausgangswelle aufweist. Die Kupplungsanordnung weist einen Kupplungsdeckel zur Abdeckung zumindest eines Teils der Kupplungsanordnung auf, wobei der Kupplungsdeckel über ein Deckellager gelagert ist. Erfindungsgemäß ist das Deckellager radial verschiebbar mit einem Getriebegehäuse verbunden. Durch die radiale Verschiebbarkeit des Deckellagers relativ zum Getriebegehäuse können fertigungsbedingte Fluchtungsfehler des Getriebegehäuses zur Kupplung ausgeglichen werden, so dass aufgrund der Fluchtungsfehler in das Deckellager induzierte Kräfte reduziert werden können. Dadurch kann die Lagerreibung des Deckellagers reduziert werden, wodurch eine unnötige Erwärmung eines Schmiermittels sowie eine thermische Überbelastung des Schmiermittels vermieden wird. Die Lebensdauer des Deckellagers ist dadurch signifikant erhöht. Durch die radiale Verschiebbarkeit des Deckellagers relativ zum Getriebegehäuse kann das Deckellager bei der Befestigung der Kupplung mit dem Getriebegehäuse automatisch ausgerichtet werden, um Fluchtungsfehler, Lagetoleranzen und Lauftoleranzen von Anschlussteilen auszugleichen.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist ein Innenring des Deckellagers mit einem
Befestigungsflansch zur Verbindung mit dem Getriebegehäuse verbunden, wobei der Befestigungsflansch eine Befestigungsöffnung aufweist und ein Befestigungsmittel durch die Befestigungsöffnung geführt ist. Zwischen dem Befestigungsmittel, insbesondere einer Bundschraube, und einem die Befestigungsöffnung begrenzenden Befestigungsrand ist ein vordefiniertes Spiel S vorgesehen, das insbesondere 0,1 mm < S < 5,0 mm, vorzugsweise
0,5 mm < S < 4,0 mm, weiter bevorzugt 1 ,0 mm < S < 3,0 mm und besonders bevorzugt 1 ,5 mm < S < 2,0 mm beträgt. Bei einem derartigen radialen Spiel können ohne größere Schwierigkeiten typischerweise auftretende Fluchtungsfehler ausgeglichen werden. Insbesondere sind zwischen dem Befestigungsflansch und dem Befestigungsmittel eine Stützscheibe und/oder ein Federelement, insbesondere Tellerfeder, vorgesehen, wobei der Befestigungsflansch eine radial zum Befestigungselement weisende Wandfläche aufweist. Vorzugsweise ist zwischen der Stützscheibe und der Wandfläche des Befestigungsflansch ein Spiel S1a und zwischen der Stützscheibe und dem Befestigungsmittel ein Spiel Sn vorgesehen, wobei die Summe aus S1a und S-n mindestens dem vordefinierten Spiel S entspricht, also Sia + S-H > S gilt. Zusätzlich oder alternativ ist zwischen dem Federelement und der Wandfläche des Befestigungsflansch ein Spiel S2a und zwischen dem Federelement und dem Befestigungselement ein Spiel S2i vorgesehen, wobei die Summe aus S2a und S2i mindestens dem vordefinierten Spiel S entspricht, also S2a + S2i > S gilt. Dadurch ist sichergestellt, dass das definierte Spiel S nicht durch das Federelement und/oder die Stützscheibe beeinträchtigt wird. Die Nennmaße und die verwendeten Toleranzen für das Federelement und/oder die Stützscheibe können hierfür entsprechend gewählt sein. Besonders bevorzugt sind der Innenring und der Befestigungsflansch einstückig ausgeführt. Unnötige Toleranzen zwischen dem Innenring und dem Befestigungsflansch können dadurch ausgeglichen werden. Ferner ist die Montage vereinfacht, da der Innenring mit dem Befestigungsflansch nicht verpresst oder auf andere Weise verbunden werden muss. Ferner ist es möglich, größere Hinterschneidungen der Einheit aus Innenring und Befestigungsflansch zu vermeiden, so dass das entsprechende Bauteil einfach gefertigt werden kann.
Insbesondere sind zwischen dem Befestigungsflansch und dem Befestigungsmittel eine Stützscheibe und/oder ein Federelement, insbesondere Tellerfeder, vorgesehen, wobei zwischen einer radial zum Befestigungselement weisenden Wandfläche des Befestigungsflansches und einer radial von dem Befestigungsmittel nach außen weisenden Außenfläche der Stützscheibe und/oder des Federelements ein minimales Spiel Smin vorgesehen ist, das insbesondere 0,1 mm S Smin 5 5,0 mm, vorzugsweise 0,5 mm < Smin < 4,0 mm, weiter bevorzugt 1 ,0 mm < Smin ^ 3,0 mm und besonders bevorzugt 1 ,5 mm < Smin ^ 2,0 mm beträgt. Die Stützscheibe und das Federelement können in dem Befestigungsflansch versenkt angeordnet werden, ohne dass die radiale Außenfläche der Stützscheibe beziehungsweise des Federelements an der radialen Wandfläche des Befestigungsflansches bei einer radialen Verschiebung des Deckellagers relativ zum Getriebegehäuse anschlagen kann. Durch das Federelement kann gewährleistet werden, dass auch bei einer radialen Verschiebbarkeit des Befestigungsflansches relativ zum Getriebegehäuse der Befestigungsflansch im Wesentlichen möglichst flächig an dem Getriebegehäuse anliegt, so dass ein definierter axialer Abstand der Kupplung zum Getriebegehäuse gewährleistet ist. Das Federelement ist insbesondere zwischen einem Schraubenkopf des Befestigungsmittels und der Stützscheibe angeordnet und hinreichend vorgespannt.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist das Deckellager einen Außenring mit einem nach radial außen weisenden, insbesondere ringförmig umlaufenden, Lagerballus zur Anlage an einer nach radial innen weisenden Lagerfläche auf. Insbesondere ist die Krümmung des Lagerballus derart gewählt, dass ein theoretischer Mittelpunkt der Krümmung des Lagerballus im Wesentlichen auf einer Drehachse der ersten Ausgangswelle und der zweiten Ausgangswelle liegt. Durch die insbesondere im Wesentlichen sphärische Konturierung des Außenrings kann das Deckellager nicht nur einen radialen Versatz, sondern auch einen durch Fluchtungsfehler verursachten Winkelversatz der Kupplung relativ zum Getriebegehäuse automatisch ausgleichen. Durch verschiedene Toleranzen von Anschlussteilen bedingte mögliche Winkelfehler zwischen dem Getriebegehäuse und einem Motorgehäuse können dadurch kompensiert wer- den. Für den Ausgleich eines Achsversatzes und/oder Winkelversatzes wird kein zusätzlicher Bauraum benötigt.
Insbesondere ist der Außenring derart ausgestaltet, dass der Lagerballus relativ zur
Lagerfläche einen Winkelversatz Δα von 0,5° < Δα < 5,0°, insbesondere 1 ,0° < Δα < 3,0° und besonders bevorzugt Δα = 1 ,5° ± 0,3° ermöglicht. Bei einer derartigen Ausgestaltung des Lagerballus können typischerweise auftretende Winkelversätze automatisch ausgeglichen werden. Gleichzeitig ist eine vergleichsweise kleine Fläche des Lagerballus ausreichend, um den gewünschten Winkelversatz auszugleichen.
Vorzugsweise ist der Lagerballus und/oder die Lagerfläche mit einer verschleißhemmenden Beschichtung versehen, wobei die Beschichtung insbesondere PEEK, PE, PA und/oder DLC aufweist. Durch eine Beschichtung mit Polyetherketon (PEEK), Polyester (PE) oder Polyamid (PA) kann eine kostengünstige Gleitlackbeschichtung ausgebildet werden, die reibungsmin- dernd und verschleißhemmend für die Materialpaarung zwischen dem Lagerballus und der Lagerfläche ist. Besonders bevorzugt ist der Lagerballus und/oder die Lagerfläche mit einer hochwertigen Hartstoffbeschichtung, insbesondere eine Diamond-like-Carbon (DLC) Schicht, wie beispielsweise Triondur®, versehen. Die Lebensdauer des Deckellagers wird dadurch signifikant erhöht.
Insbesondere ist das Deckellager als Vierpunktlager ausgestaltet. Aufgrund des automatischen Ausgleichs von Fluchtungsfehlern und der damit reduzierten Bauteilbelastung des Deckellagers ist eine Vierpunktlagerung ausreichend, um den Kupplungsdeckel der Kupplung zu lagern. Durch die Vierpunktlagerung kann die Lagerreibung gering gehalten werden, so dass unnötige Reibungsverluste vermieden sind.#
In einer bevorzugten Ausgestaltung ist die Kupplung als Doppelkupplung mit einer ersten Kupplung zur Übertragung eines Drehmoments von der Eingangswelle an eine erste Ausgangswelle und einer zweiten Kupplung zur Übertragung eines Drehmoments von der Eingangswelle an eine koaxial zur ersten Ausgangswelle angeordneten zweiten Ausgangswelle ausgestaltet. Durch die Doppelkupplung kann mit Hilfe eines Doppelkupplungsgetriebes im Wesentlichen zugkraftunterbrechungsfrei geschaltet werden. Insbesondere weist die erste Kupplung eine relativ zu einer ersten Gegenplatte axial bewegbare erste Anpressplatte zum Kuppeln einer mit der ersten Ausgangswelle verbundenen ersten Kupplungsscheibe auf. Die zweite Kupplung kann eine relativ zu einer zweiten Gegenplatte axial bewegbare zweite An- pressplatte zum Kuppeln einer mit der zweiten Ausgangswelle verbundenen zweiten Kupplungsscheibe aufweisen. Zusätzlich ist insbesondere eine Betätigungseinrichtung zum Bewegen der ersten Anpressplatte und/oder der zweiten Anpressplatte vorgesehen.
Die erste Gegenplatte oder die zweite Gegenplatte können als separates Bauteil von einer radial äußeren Kupplungsgehäusewand und/oder von dem Kupplungsdeckel nach radial innen abstehen. Es ist auch möglich, dass die erste Gegenplatte oder die zweite Gegenplatte mit der Kupplungsgehäusewand und/oder mit dem Kupplungsdeckel einstückig ausgebildet ist. Die jeweilige Kupplungsscheibe kann insbesondere an voneinander wegweisenden axialen Stirnflächen jeweils einen Reibbelag aufweisen, der mit einem gegebenenfalls vorgesehenen Reibbelag der zugehörigen Gegenplatte und/oder Anpressplatte reibschlüssig in Kontakt kommen kann, um die jeweilige Kupplung zu schließen. Die jeweilige Kupplungsscheibe kann über eine Verzahnung mit der jeweiligen Ausgangswelle drehfest, aber axial beweglich verbunden sein. Die jeweiligen Anpressplatten und Gegenplatten sind insbesondere als separate funktionell getrennte Bauteile ausgestaltet, so dass für die Doppelkupplung ein so genanntes „Vier-Platten-Design" möglich ist, ohne den Bauraum signifikant zu erhöhen. Alternativ können die erste Gegenplatte und die zweite Gegenplatte durch eine gemeinsame Zentralplatte ausgebildet werden, so dass für die Doppelkupplung ein so genanntes„Drei-Platten-Design" möglich ist, ohne den Bauraum signifikant zu erhöhen. Die Doppelkupplung kann insbesondere mit einem motorseitig vorgelagerten und/oder getriebeseitig nachgelagerten Schwingungsdämpfer, insbesondere Zweimassenschwungrad und/oder Fliehkraftpendel und/oder Massependel direkt oder indirekt verbunden sein. Ferner kann die jeweilige Kupplungsscheibe insbesondere mit Hilfe eines Scheibendämpfers gedämpft sein. Die Doppelkupplung kann insbesondere über eine starre Scheibe (Driveplate) und/oder eine biegbare und/oder flexible Scheibe (Flexplate) mit der Eingangswelle verbunden sein, wobei die Scheibe Drehmomente übertragen kann, um in die Doppelkupplung das Drehmoment der Eingangswelle einleiten zu können. Durch die flexible Ausgestaltung der Scheibe können auftretende Schwingungen ganz oder teilweise gedämpft oder getilgt werden.
Insbesondere weist die Betätigungseinrichtung einen ersten Kolben zur axialen Bewegung der ersten Anpressplatte mit Hilfe eines ersten Betätigungstopfs und einen zweiten Kolben zur axialen Bewegung der zweiten Anpressplatte mit Hilfe eines zweiten Betätigungstopfs auf, wobei der Betätigungsweg des ersten Kolbens im Wesentlichen dem Verschiebeweg der ersten Anpressplatte entspricht und/oder der Betätigungsweg des zweiten Kolbens im Wesentlichen dem Verschiebeweg der zweiten Anpressplatte entspricht. Dadurch wird eine direkt betätigte übersetzungsfreie Kupplung ausgebildet. Ein Verschwenken des jeweiligen Betäti- gungstopfs findet nicht statt, so dass die entsprechenden Bauteile zum Ermöglichen eines Verschwenkens des jeweiligen Betätigungstopfs eingespart werden können. Unter der Annahme eines ideell starren Betätigungstopfes entspricht der Betätigungsweg des jeweiligen Kolbens genau dem Verschiebeweg der zugehörigen Anpressplatte. Der Verschiebeweg der jeweiligen Anpressplatte unterscheidet sich von dem Betätigungsweg des zugehörigen Kolbens somit lediglich um die Wegstrecke in axialer Richtung, um die der zugehörige Betätigungstopf beim Betätigen der jeweiligen Kupplung elastisch gebogen wird. Alternativ kann der erste Betätigungstopf und/oder der zweite Betätigungstopf durch einen jeweiligen Betätigungshebel ersetzt sein, der um einen insbesondere mit Hilfe des Kupplungsdeckels ausgebildeten Schwenkpunkt verschwenkbar ausgebildet sein. Dies ermöglicht eine zusätzliche Übersetzung, so dass die Betätigungseinrichtung mit einer vergleichsweise geringen Betätigungskraft eine vergleichsweise hohe Anpresskraft über die Anpressplatte ausüben kann, wobei die Anpresskraft größer als die Betätigungskraft ist.
Vorzugsweise weist die Betätigungseinrichtung einen ersten ringförmigen Druckzylinder zum Bewegen der ersten Anpressplatte und einen zweiten ringförmigen Druckzylinder zum Bewegen der zweiten Anpressplatte auf, wobei der erste Druckzylinder und der zweite Druckzylinder koaxial zueinander angeordnet sind. Durch die koaxiale Anordnung der ringförmig ausgestalteten Druckzylinder ergibt sich ein besonders kompakter und bauraumsparender Aufbau für die Betätigungseinrichtung. Durch den kompakten Aufbau der Betätigungseinrichtung weist die Betätigungseinrichtung ein vergleichsweise geringes Eigengewicht auf, so dass das Eigengewicht der Betätigungseinrichtung ohne Schwierigkeiten von dem Kupplungsdeckel abgetragen werden kann.
Die Erfindung betrifft ferner einen Getriebestrang für ein Kraftfahrzeug, mit einer motorseitigen Eingangswelle und ein Kraftfahrzeuggetriebe, wobei das Kraftfahrzeuggetriebe mit der Eingangswelle über eine Kupplungsanordnung zum Kuppeln der Eingangswelle mit mindestens einer Ausgangswelle verbunden ist. Kupplungsanordnung kann wie vorstehend beschrieben aus- und weitergebildet sein. Durch den automatischen Ausgleich von Fluchtungsfehlern durch die Kupplungsanordnung sind Bauteilbelastungen reduziert, und die Lebensdauer des Getriebestrangs erhöht.
Nachfolgend wird die Erfindung unter Bezugnahme auf die anliegenden Zeichnungen anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele exemplarisch erläutert. Es zeigen: Fig. 1 : eine schematische geschnittene Teilansicht einer Kupplungsanordnung in einer ersten Ausführungsform,
Fig. 2: eine schematische Schnittansicht eines Deckellagers der Kupplungsanordnung aus Fig. 1 ,
Fig. 3: eine schematische geschnittene Teilansicht einer Kupplungsanordnung in einer zweiten Ausführungsform,
Fig. 4: eine schematische Schnittansicht eines Deckellagers der Kupplungsanordnung aus Fig. 3,
Fig. 5: eine schematische Draufsicht des Deckellagers aus Fig. 4 und
Fig.6: eine schematische Schnittansicht eines Details des Deckellagers aus Fig. 4.
Die in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellte Kupplungsanordnung 10 weist ein Getriebegehäuse 12 auf, das mit einer vorzugsweise als Doppelkupplung 14 ausgestalteten Kupplung verbunden ist. Die Doppelkupplung 14 weist eine erste Kupplung 16 auf, die über eine erste Verzahnung 18 mit einer ersten Ausgangswelle 20 verbunden ist. Die Doppelkupplung 14 weist ferner eine zweite Kupplung 22 auf, die über eine zweite Verzahnung 24 mit einer koaxial zur ersten Ausgangswelle 20 angeordneten zweiten Ausgangswelle 26 verbunden ist. Die Doppelkupplung 14 weist ferner einen Kupplungsdeckel 28 auf, der zumindest einen Teil der ersten Kupplung 16 und/oder der zweiten Kupplung 22 abdeckt. Der Kupplungsdeckel 28 ist mit Hilfe eines Deckellagers 30 gelagert. Das Deckellager 30 weist einen mit dem Kupplungsdeckel 28 fest verbundenen Außenring 32 auf, der relativ zu einem Innenring 34 des Deckeilagers 30 rotieren kann. Der Innenring 34 ist mit einem Befestigungsflansch 36 verbunden, wobei der Innenring 34 und der Befestigungsflansch 36 im dargestellten Ausführungsbeispiel einstückig ausgeführt sind.
Die Doppelkupplung 14 ist über den Befestigungsflansch 36 mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden. Hierzu weist der Befestigungsflansch 36 mehrere Befestigungsöffnungen 38 auf, in die jeweils als Befestigungsmittel eine Bundschraube 40 eingesetzt ist, die mit dem Getriebegehäuse 12 verschraubt ist. Die Bundschraube 40 weist innerhalb der Befestigungsöffnung 38 ein deutliches Spiel auf, so dass der Befestigungsflansch 38 und damit das Deckellager 30 radial verschiebbar mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden ist.
Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Bundschraube 40 in einer Vertiefung 42 des Befestigungsflansches 36 versenkt. Der Befestigungsflansch 36 weist einen zu der Bundschraube 40 weisende Wandfläche 44 auf, die mit deutlichem Abstand zu der Bundschraube 40 angeordnet ist. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist zwischen dem Kopf der Bundschraube 40 und dem Befestigungsflansch 36 als Federelement eine Tellerfeder 46 vorgesehen, die sich an einer Stützscheibe 48 abstützt. Zwischen der Wandfläche 44 des Befestigungsflansches 36 und der Tellerfeder 46 sowie der Stützscheibe 48 ist ein hinreichendes Spiel vorgesehen, um die radiale Verschiebbarkeit des Befestigungsflansches relativ zum Getriebegehäuse 12 zu ermöglichen. Zusätzlich oder alternativ kann zwischen dem Schaft der Bundschraube 40 und der Tellerfeder 46 und/oder der Stützscheibe 48 ein entsprechendes Spiel vorgesehen sein, um die Radialverschiebbarkeit des Befestigungsflansches 36 relativ zum Getriebegehäuse 12 zu ermöglichen.
Bei der in Fig. 3 und Fig. 4 dargestellten Ausführungsform der Kupplungsanordnung 10 ist im Vergleich zu der in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellten Kupplungsanordnung 10 der Außenring 32 des Deckellagers 30 zweigeteilt. Der Außenring 32 weist in dem dargestellten Ausführungsbeispiel ein im Wesentlichen sphärisch gekrümmten Lagerballus 50 auf, der an einer korrespondierend ausgestalteten Lagerfläche 52 anliegt. Der Lagerballus 50 sowie die Lagerfläche 52 weisen einen theoretischen Mittelpunkt 54 auf, der auf einer Drehachse 56 der ersten Ausgangswelle und der zweiten Ausgangswelle 26 liegt. Durch die sphärische Ausgestaltung des Lagerballus 50 und der Lagerfläche 52 kann ein Winkelversatz Δα automatisch ausgeglichen werden.
Wie in Fig. 5 dargestellt weist das Deckellagers 30 vorzugsweise drei von dem Innenring 34 radial abstehende Befestigungsflansche 36 auf. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist für jeden Befestigungsflansch 36 eine Bundschraube 40 vorgesehen, so dass sich eine Drei- Punkt-Zentrierung des Deckellagers 30 mit dem Getriebegehäuse 12 herbeiführen lässt.
Wie in Fig. 6 dargestellt sind die Bundschrauben 40 soweit in das Getriebegehäuse 12 eingeschraubt, dass die Bundschrauben 40 mit ihrem Bundanschlag 58 mit einer definierten Einschraubtiefe an dem Getriebegehäuse 12 anschlagen. Dies erleichtert es eine definierte Vorspannkraft für die Tellerfeder 46 einzustellen. Die Vorspannkraft der Tellerfeder 46 kann über die Anzahl und/oder Dicke in axialer Richtung der Stützscheibe 48 an unterschiedliche Einbausituationen und/oder unterschiedliche Doppelkupplungen 14 angepasst werden. Eine funktionierende Selbstzentrierung des Deckellagers 30 und eine ausreichende Haltekraft des Deckellagers 30 für eine maximale Radialbeschleunigung kann dadurch gewährleistet werden. Zwischen der Bundschraube 40 und der Befestigungsöffnung 38 ist ein vordefiniertes Spiel S vorgesehen, das einen radialen Ausgleich des Kupplungsdeckels 28 der Doppelkupplung 14 zum Getriebegehäuse 12 über eine Verschiebbarkeit des Deckellagers 30 in radialer Richtung ermöglicht. Um das vordefinierte Spiel S nicht zu einträchtigen ist zwischen der Stützscheibe 48 und der Wandfläche 44 des Befestigungsflansch 36 ein Spiel S a und zwischen der Stützscheibe 48 und der Bundschraube 40 ein Spiel S-n vorgesehen, wobei die Summe aus S1a und S1( mindestens dem vordefinierten Spiel S entspricht, also Sia + Si, > S gilt. Entsprechend ist zwischen der Tellerfeder 46 und der Wandfläche 44 des Befestigungsflansch 36 ein Spiel S2a und zwischen der Tellerfeder 46 und der Bundschraube 40 ein Spiel S2i vorgesehen, wobei die Summe aus S2a und S2i mindestens dem vordefinierten Spiel S entspricht, also S2a + S2i > S gilt.
Die in Fig. 5 und Fig. 6 exemplarisch an der in Fig. 3 und Fig. 4 gezeigten Ausführungsform des Deckellagers 30 und der Kupplungsanordnung 10 dargestellten Ausgestaltungen sind auch bei der in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellten Ausführungsform des Deckellagers 30 und der der Kupplungsanordnung 10 anwendbar.
Bezuqszeichenliste Kupplungsanordnung
Getriebegehäuse
Doppelkupplung
erste Kupplung
erste Verzahnung
erste Ausgangswelle
zweite Kupplung
zweite Verzahnung
zweite Ausgangswelle
Kupplungsdeckel
Deckellager
Außenring
Innenring
Befestigungsflansch
Befestigungsöffnung
Bundschraube
Vertiefung
Wandfläche
Tellerfeder
Stützscheibe
Lagerballus
Anlagefläche
theoretischer Mittelpunkt
Drehachse
Bundanschlag

Claims

Patentansprüche
1. Kupplungsanordnung zur Verwendung in einem Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs mit einem Antrieb, der Kupplungsanordnung (10) und einem Getriebe,
wobei die Kupplungsanordnung eine Kupplung, insbesondere eine Doppelkupplung (14), zur Übertragung eines Drehmoments von einer Eingangswelle an mindestens eine Ausgangswelle (20, 26) aufweist,
wobei die Kupplungsanordnung (10) einen Kupplungsdeckel (28) zur Abdeckung zumindest eines Teils der Kupplungsanordnung (10) aufweist, und
wobei der Kupplungsdeckel (28) über ein Deckellager (30) gelagert ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Deckellager (30) radial verschiebbar mit einem Getriebegehäuse (12) verbunden ist.
2. Kupplungsanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Innenring (34) des Deckellagers (30) mit einem Befestigungsflansch (36) zur Verbindung mit dem Getriebegehäuse (12) verbunden ist, wobei der Befestigungsflansch (36) eine Befestigungsöffnung (38) aufweist und ein Befestigungsmittel (40) durch die Befestigungsöffnung (38) geführt ist, wobei zwischen dem Befestigungsmittel (40) und einem die Befestigungsöffnung (38) begrenzenden Befestigungsrand ein vordefiniertes Spiel S vorgesehen ist, das insbesondere 0,1 mm < S < 5,0 mm, vorzugsweise 0,5 mm < S < 4,0 mm, weiter bevorzugt
1 ,0 mm < S < 3,0 mm und besonders bevorzugt 1 ,5 mm < S 2,0 mm beträgt.
3. Kupplungsanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenring (34) und der Befestigungsflansch (36) einstückig ausgeführt sind.
4. Kupplungsanordnung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Befestigungsflansch (36) und dem Befestigungsmittel (40) eine Stützscheibe (48) und/oder ein Federelement, insbesondere Tellerfeder (46), vorgesehen sind, wobei zwischen einer radial zum Befestigungselement (40) weisenden Wandfläche (44) des Befes- tigungsflanschs (36) und einer radial von dem Befestigungsmittel (40) nach außen weisenden Außenfläche der Stützscheibe (48) und/oder des Federelements (46) ein minimales Spiel Smin vorgesehen ist, das insbesondere 0,1 mm < Smin -S 5,0 mm, vorzugsweise 0,5 mm < Smin ^ 4,0 mm, weiter bevorzugt 1 ,0 mm < Smin < 3,0 mm und besonders bevorzugt 1 ,5 mm < Smin ^ 2,0 mm beträgt.
5. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Deckellager (30) einen Außenring (32) mit einem nach radial außen weisenden, insbesondere ringförmig umlaufenden, Lagerballus (50) zur Anlage an einer nach radial in- nen weisenden Lagerfläche (52) aufweist, wobei insbesondere die Krümmung des Lagerballus (50) derart gewählt ist, dass ein theoretischer Mittelpunkt (54) der Krümmung des Lagerballus (50) im Wesentlichen auf einer Drehachse (56) er ersten Ausgangswelle (20) und der zweiten Ausgangswelle (26) liegt.
6. Kupplungsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Außenring (32) derart ausgestaltet ist, dass der Lagerballus (50) relativ zur Lagerfläche (52) einen Winkelversatz Δα von 0,5° < Δα < 5,0°, insbesondere 1 ,0° < Δα -. 3,0° und besonders bevorzugt Δα = 1 ,5° ± 0,3° ermöglicht.
7. Kupplungsanordnung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagerballus (50) und/oder die Lagerfläche (52) mit einer verschleißhemmenden Beschichtung versehen ist, wobei die Beschichtung insbesondere PEEK, PE, PA und/oder DLC aufweist.
8. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Deckellager (30) als Vierpunktlager ausgestaltet ist.
9. Kupplungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplung als Doppelkupplung (14) mit einer ersten Kupplung (16) zur Übertragung eines Drehmoments von der Eingangswelle an eine erste Ausgangswelle (20) und einer zweiten Kupplung (22) zur Übertragung eines Drehmoments von der Eingangswelle an eine koaxial zur ersten Ausgangswelle (20) angeordneten zweiten Ausgangswelle (26) ausgestaltet ist.
10. Getriebestrang für ein Kraftfahrzeug mit einer motorseitigen Eingangswelle und einem Kraftfahrzeuggetriebe, wobei das Kraftfahrzeuggetriebe mit der Eingangswelle über eine Kupplungsanordnung (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 9 zum Kuppeln der Eingangswelle mit mindestens einer Ausgangswelle (20, 26) verbunden ist.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20150060227A1 (en) 2012-04-16 2015-03-05 Schaeffler Technologies Gmbh & Co., Kg Mating surface of a friction pairing
DE102014214304A1 (de) 2013-08-01 2015-02-05 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Ausrückvorrichtung für eine Kupplung

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1302687A2 (de) * 2001-10-09 2003-04-16 ZF Sachs AG Mehrfach-Kupplungsanordnung
EP1609654A1 (de) * 2004-06-21 2005-12-28 LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG Drehmomentübertragungseinrichtung
DE102008019949A1 (de) 2007-04-25 2008-10-30 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Doppelkupplung
WO2011063796A1 (de) * 2009-11-24 2011-06-03 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Drehmomentübertragungseinrichtung

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1302687A2 (de) * 2001-10-09 2003-04-16 ZF Sachs AG Mehrfach-Kupplungsanordnung
EP1609654A1 (de) * 2004-06-21 2005-12-28 LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG Drehmomentübertragungseinrichtung
DE102008019949A1 (de) 2007-04-25 2008-10-30 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Doppelkupplung
WO2011063796A1 (de) * 2009-11-24 2011-06-03 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Drehmomentübertragungseinrichtung

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