WO2015010695A2 - Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug - Google Patents

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WO2015010695A2
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torsional vibration
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    • F16H—GEARING
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Definitions

  • the invention relates to a drive train for a motor vehicle with an internal combustion engine with a crankshaft, an automatically operated transmission with a transmission input shaft and a clutch housing forming a clutch housing gear housing, recorded by means of an input part to the crankshaft torsional vibration damper and a downstream of this, with an output part of Torsional vibration damper connected, recorded in the clutch bell and rotationally connected to the transmission input shaft, automatically operated friction clutch.
  • a drive train with an automated transmission in which the automatically operated friction clutch between the engine and transmission is designed as a dry-operated friction clutch. Due to the high rotational mass, in particular in conjunction with a torsional vibration damper, such as a split flywheel with large flywheel masses, the dynamics of the engine is limited, so that, for example, gear changes are extended during automated circuits. For this reason, for example, despite their cost, weight, space and efficiency disadvantages, drive trains with dual-clutch transmissions, automated belt transmissions and automatic transmissions with planetary gear trains are preferred over the drive trains with automated manual transmissions switching under traction interruption. A shortening of the switching times of a powertrain with automated manual transmission could bring decisive advantages here.
  • the object of the invention is therefore to provide a drive train with an automated
  • the switching times of the automated manual transmission can be drastically reduced with very good shift quality.
  • the inertia of inertia in particular of all components rotating at engine speed of the internal combustion engine, is preferably reduced.
  • the shift quality of the friction clutch and its thermal robustness are preferably increased.
  • a wet-operated friction clutch in the form of a multi-plate clutch with reduced mass moment of inertia is used instead of a dry-operated friction clutch, which is controlled either via a hydraulic, an electro-mechanical or electro-hydraulic actuator, such as a hydraulic Gottausschreiber (HCA).
  • the slats of the multi-plate clutch to achieve the limitation of the moment of inertia are preferably arranged on a small diameter, wherein for the transmission of the necessary clutch torque correspondingly the number of fins is increased.
  • the inertia on the secondary side as the output side of the friction clutch are lowered by, for example, the secondary side essentially only from lamellae such as friction plates and a rotationally receiving this and connecting to a transmission input shaft of the automated transmission inner Lamellenträ- ger is formed.
  • crankshaft torsional vibration damper is designed for lower mass inertia.
  • a dual mass flywheel with reduced masses such as primary and / or secondary flywheel is proposed.
  • a centrifugal pendulum as a speed-adaptive torsional vibration damper is assigned to the dual mass flywheel.
  • the latter is preferably arranged on the secondary side as the output side of the dual mass flywheel and therefore on the input side of the friction clutch and can reduce a secondary mass of the dual mass flywheel compared to a conventional damper design of the dual mass flywheel at the same time lowered minimum driving speeds due to the sedation of the drive train.
  • Actuation of the friction clutch may alternatively or additionally provide sufficient actuating power to quickly overcome a necessary clearance thereof in the opened state and the elasticities of the friction clutch.
  • the clearance of the friction clutch since this is practically never open during driving and the drag losses of this coupling are therefore of minor importance to set very small, so that a more dynamic control of the friction clutch and shorter traction interruptions can be achieved.
  • the Synchronticianseinnchtitch the automated transmission, in particular for the smaller gears, for example, the gears I to IV, preferably I and II are reinforced in order to achieve fast synchronization times. It is understood that with high demands on a uniform longitudinal acceleration of the motor vehicle such fast switching times can be limited by high synchronization moments on a sports mode of the motor vehicle and against the background of a primitive of a comfortable design of the motor vehicle to a gain of the synchronization devices over a conventional level can be omitted.
  • Friction clutch a dual-mass flywheel preferably combined with a centrifugal pendulum and an automated transmission with as many gears, for example, greater six gears in the forward direction. In this way, increments between the gears at a given gear spread are limited and the switching times can be further reduced.
  • the proposed powertrain for a motor vehicle includes a
  • Internal combustion engine with a crankshaft a preferably automated operated manual transmission with a transmission input shaft and a clutch housing forming a clutch housing, a recorded by means of an input part to the crankshaft torsional vibration damper and a downstream, connected to an output part of the torsional vibration, recorded in the clutch bell and a Pending engine torque depending on their operating state on the transmission input shaft transmitting friction clutch.
  • the torsional vibration damper is preferably operated in the drying space of the clutch bell. For this is sealed by means of a cover relative to the torsional vibration damper and the clutch bell, for example, at least partially filled with coolant such as oil and the like wet space in which the friction clutch is received.
  • the torsional vibration damper can alternatively be operated in the wet room.
  • the sealing of the wet space takes place, for example, by providing on the flange part an axially extended in the direction of the engine pin, against which the lid sealed by a dynamic seal and on which the output part is rotationally received, the proposed pin can be rotatably mounted on the transmission input shaft ,
  • the inner disk carrier can be mounted in a rotationally locked manner with the transmission input shaft and axially with respect to the flange part.
  • the friction clutch includes an input side, input fins rotatably receiving outer disk carrier and an output side, alternately stacked with the input fins output fins, preferably friction plates rotatably receiving inner disk carrier. Furthermore, in the wet space a with the output part of the torsional vibration damper rotatably connected, the outer disk carrier driving flange provided with a centrifugal pendulum with radially outside the technicallylamellenträ- gers arranged pendulum masses.
  • the centrifugal pendulum preferably contains on both sides of the flange disposed, distributed over the circumference pendulum masses, wherein axially opposite pendulum masses are connected by means of the flange part cross-connecting means for pendulum mass pairs.
  • a pendulum mass pair is mounted by means of rolling elements on raceways of the flange and the pendulum masses so that opposite the flange a torsional vibration and centrifugal force dependent pendulum motion can be formed, which is tuned to one or more vibration orders of the internal combustion engine.
  • the torsional vibration damper is designed as a split flywheel as dual mass flywheel with counter to a spring device against each other rotatable flywheels, the flange with the friction clutch forms a mass reduced secondary flywheel.
  • a further minimization of the moment of inertia of the secondary flywheel or the wet-operated friction clutch is achieved when the outer plate carrier are limited to a radius within the pendulum masses and / or the pendulum masses radially to an outer radius of the spring device.
  • the wet friction clutch is preferably actuated by an actuator by providing tensioning of the outer disks and inner disks against an axial stop by means of a piston plate actuated by a central release.
  • a so-called hydrostatic Gottausschreiber is preferably used, in which a slave cylinder actuates the piston plate and is actuated by a means of a hydraulic line such as pressure line connected thereto master cylinder.
  • the master cylinder is preferably formed as a structural unit with an electric motor and a planetary gear, wherein the electric motor is controlled by a control unit and provided in the planetary gear a afford absolutelyde conversion of the rotational speed of the electric motor in a linear actuation of a piston of the master cylinder.
  • the transmission as automated transmission with more than six gear ratios such as gears in a direction to provide for a given gear spread, the shift times by compared to a transmission with fewer gears, such as six gears, lower ratio jumps of the gears which, in turn, allow for faster shift times due to reduced synchronization and engine speed adjustment times.
  • FIG. 1 shows a half-section through a arranged around a rotation axis drive train.
  • the single FIGURE shows the upper half of the arranged around the axis of rotation d drive train 1 in a schematic representation with the merely indicated internal combustion engine 2 with the crankshaft 3, between the crankshaft 3 and the transmission input shaft 4 of the only indicated automated transmission 5 arranged torque transfer device 6 with the torsional vibration damper. 7 and the wet-operated friction clutch 8.
  • the torsional vibration damper 7 is formed as a dual mass flywheel 9 with the connected to the crankshaft 3 and receiving the spring means 10 serving as a primary flywheel input part 1 1 and the means of the spline 12 connected to the transition plate 13 output member 14.
  • Flywheel of the dual mass flywheel 9 forms the centrifugal pendulum 15, which is formed from the flange 16 and the pendulum masses 17, and the friction clutch. 8
  • the input part 1 1 and the output part 14 are against the action of the spring device 10 against each other relatively rotatable.
  • the transition plate 13 is rotatably connected to the axially extended in the direction of the crankshaft pin 18.
  • the pin 18 is rotatably supported by means of the bearing 19 on the transmission input shaft 4 and takes the flange 16, which serves as an input part of the friction clutch 8, rotatably on.
  • the cover 23 is sealingly received on the clutch bell 22 radially outward and radially on the inside by means of the seal 24 such as radial shaft seal rotatably sealed on the pin 18.
  • the outer disk carrier 25 is arranged radially within the pendulum masses 17 in order to reduce the mass moment of inertia. These are arranged substantially at the radial height of the spring device 10.
  • the pendulum masses 17 may be displaced radially outward to form a better degree of isolation, however, it has proved to be particularly advantageous if the outer disk carrier 25 is arranged radially inside the spring device 10.
  • the inner disk carrier 27 receives the fins 28 as friction plates and is radially inwardly connected to the transmission input shaft 4 rotationally.
  • the input part and the output part of the friction clutch 8 are mounted on the transmission input shaft 4.
  • An offset compensation between crankshaft 3 and transmission input shaft 4 takes place on the spline 12.
  • the inner disc carrier 27 is mounted axially by means of the bearings 30, 31 relative to the flange 16 and the ring member 32 and the sleeve 33 relative to the transmission housing 34.
  • the gears Bevel input shaft 4 is mounted on the transmission housing 34 only schematically illustrated by means of the bearing 35.
  • the piston plate 37 acts on the lamellae 26, 28 against the axial stop 36 of the outer disk carrier 25.
  • the piston plate 37 is actuated axially by the slave cylinder 38 arranged about the axis of rotation d.
  • the piston 39 displaced upon application of pressure by means of a master cylinder, not shown, on the slave cylinder housing 40 and acted upon by means of the actuating bearing 41 dreenktkoppelt the piston plate 37.
  • the slave cylinder 38 is supported axially by means of the slave cylinder housing 40 made of plastic sleeve 33 stabilizing on the transmission housing 34th axially.
  • the coolant is preferably metered from radially inward directly onto the lamellae 26, 28.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug mit einer Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle, einem automatisiert betriebenen Schaltgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle und einem mit der Brennkraftmaschine eine Kupplungsglocke bildenden Getriebegehäuse, einem mittels eines Eingangsteils an der Kurbelwelle aufgenommenen Drehschwingungsdämpfer und einer diesem nachgeschalteten, mit einem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers verbundenen, in der Kupplungsglocke aufgenommenen und mit der Getriebeeingangswelle drehschlüssig verbundenen, automatisiert betriebenen Reibungskupplung. Um die Schaltzeiten und damit die Unterbrechungszeiten einer Zugkraft des automatisierten Schaltgetriebes zu verkürzen, ist die Reibungskupplung in einem mittels eines Deckels gegenüber dem Drehschwingungsdämpfer und der Kupplungsglocke abgedichteten Nassraum aufgenommen, weist einen eingangsseitigen, Eingangslamellen drehfest aufnehmenden Außenlamellenträger und einen ausgangsseitigen, mit den Eingangslamellen wechselweise geschichteten Ausgangslamellen drehfest aufnehmenden Innenlamellenträger auf und ist in dem Nassraum ein mit dem Ausgangsteil drehschlüssig verbundenes, den Außenlamellenträger antreibendes Flanschteil mit einem Fliehkraftpendel mit radial außerhalb des Außenlamellenträgers angeordneten Pendelmassen vorgesehen.

Description

Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug mit einer Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle, einem automatisiert betriebenen Schaltgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle und einem mit der Brennkraftmaschine eine Kupplungsglocke bildenden Getriebegehäuse, einem mittels eines Eingangsteils an der Kurbelwelle aufgenommenen Drehschwingungsdämpfer und einer diesem nachgeschalteten, mit einem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers verbundenen, in der Kupplungsglocke aufgenommenen und mit der Getriebeeingangswelle drehschlüssig verbundenen, automatisiert betriebenen Reibungskupplung.
Aus der DE 103 16 421 A1 ist beispielsweise ein Antriebsstrang mit einem automatisierten Schaltgetriebe bekannt, bei dem die automatisiert betriebene Reibungskupplung zwischen Brennkraftmaschine und Getriebe als trocken betriebene Reibungskupplung ausgebildet ist. Aufgrund der hohen rotatorischen Masse insbesondere in Verbindung mit einem Drehschwingungsdämpfer, beispielsweise einem geteilten Schwungrad mit großen Schwungmassen wird die Dynamik der Brennkraftmaschine eingeschränkt, so dass beispielsweise Gangwechsel während automatisierter Schaltungen verlängert sind. Aus diesem Grund werden in der Regel trotz ihrer Kosten-, Gewichts-, Bauraum- und Wirkungsgradnachteile beispielsweise Antriebsstränge mit Doppelkupplungsgetrieben, automatisierten Umschlingungsgetrie- ben und Automatgetrieben mit Planetensätzen den Antriebssträngen mit unter Zugkraftunterbrechung schaltenden automatisierten Schaltgetrieben vorgezogen. Eine Verkürzung der Schaltzeiten eines Antriebsstrangs mit automatisiertem Schaltgetriebe könnte hierbei entscheidende Vorteile bringen.
Aufgabe der Erfindung ist daher, einen Antriebsstrang mit einem automatisierten
Schaltgetriebe mit verkürzten Schaltzeiten vorzuschlagen.
Die Aufgabe wird durch den Gegenstand des Anspruchs 1 gelöst. Die von diesem
abhängigen Unteransprüche geben vorteilhafte Ausführungsformen des Gegenstandes wieder. Die Aufgabe wird weiterhin gelöst durch eine Drehmomentübertragungseinrichtung für den Gegenstand des Anspruchs 1 mit einer zwischen Brennkraftmaschine und automati- siertem Schaltgetriebe angeordneter Reibungskupplung und einem mit der Kurbelwelle verbundenen Drehschwingungsdämpfer.
In dem vorgeschlagenen Antriebsstrang können die Schaltzeiten des automatisierten Schaltgetriebes bei sehr guter Schaltqualität drastisch reduziert werden. Hierzu werden bevorzugt die Massenträgheiten insbesondere aller mit Motordrehzahl der Brennkraftmaschine drehender Bauteile reduziert. Weiterhin wird bevorzugt die Schaltqualität der Reibungskupplung und ihre thermische Robustheit erhöht. Hierzu wird anstatt einer trocken betriebenen Reibungskupplung eine nass betriebene Reibungskupplung in Form einer Lamellenkupplung mit vermindertem Massenträgheitsmoment eingesetzt, die entweder über eine hydraulische, eine elektromechanische oder elektrohydraulische Betätigungseinrichtung, beispielsweise einen hydraulischen Zentralausrücker (HCA) gesteuert wird. Dabei werden die Lamellen der Lamellenkupplung zur Erzielung zur Beschränkung des Massenträgheitsmoments bevorzugt auf geringem Durchmesser angeordnet, wobei zur Übertragung des notwendigen Kupplungsmoments entsprechend die Anzahl der Lamellen erhöht wird. Alternativ oder zusätzlich werden die Massenträgheiten auf der Sekundärseite wie Ausgangsseite der Reibungskupplung erniedrigt, indem beispielsweise die Sekundärseite im Wesentlichen nur aus Lamellen wie Reiblamellen und einem diese drehschlüssig aufnehmenden und mit einer Getriebeeingangswelle des automatisierten Schaltgetriebes verbindenden Innenlamellenträ- ger gebildet ist. Hierbei betragen die zu von den Schaltkupplungen und Synchronisationseinrichtungen der Gänge zu synchronisierenden Massen bei einem Gangwechsel nur noch einen Bruchteil der Massen einer trocken betriebenen Reibungskupplung, so dass Gangwechsel bei ähnlichen Aktorkräften des Getriebeaktors zum Wechsel der Gänge schneller durchgeführt werden können.
Weiterhin wird der beispielsweise an der Kurbelwelle aufgenommene Drehschwingungsdämpfer auf geringere Massenträgheiten ausgelegt. Hierzu wird ein Zweimassenschwungrad mit verringerten Massen wie Primär- und/oder Sekundärschwungmasse vorgeschlagen. Um denselben oder einen verbesserten Isolationsgrad zu erzielen wird dem Zweimassenschwungrad ein Fliehkraftpendel als drehzahladaptiver Drehschwingungstilger zugeordnet. Letzteres wird bevorzugt an der Sekundärseite wie Ausgangsseite des Zweimassenschwungrads und daher an der Eingangsseite der Reibungskupplung angeordnet und kann eine Sekundärmasse des Zweimassenschwungrads gegenüber einer konventionellen Dämpferauslegung des Zweimassenschwungrads bei infolge der Beruhigung des Antriebsstrangs gleichzeitig abgesenkten minimalen Fahrdrehzahlen verringern. Eine Betätigung der Reibungskupplung kann alternativ oder zusätzlich eine ausreichende Betätigungsleistung bereitstellen, um ein notwendiges Lüftspiel dieser im geöffneten Zustand und die Elastizitäten der Reibungskupplung schnell zu überwinden. Hierzu wird vorgeschlagen, das Lüftspiel der Reibungskupplung, da diese während des Fahrbetriebs praktisch nie offen ist und die Schleppverluste dieser Kupplung daher von geringerer Bedeutung sind, sehr klein einzustellen, so dass eine dynamischere Ansteuerung der Reibungskupplung und kürzere Zugkraftunterbrechungen erzielt werden.
Die Betätigung der Synchronisierungen mittels des Getriebeaktors stellt hierbei eine ausreichende Betätigungsleistung bereit. Hierbei können die Synchronisierungseinnchtungen des automatisierten Schaltgetriebes insbesondere für die kleineren Gänge, beispielsweise die Gänge I bis IV, bevorzugt I und II verstärkt werden, um schnelle Synchronisierzeiten zu erreichen. Es versteht sich, dass bei hohen Anforderungen an eine gleichmäßige Längsbeschleunigung des Kraftfahrzeugs derartig schnelle Schaltzeiten durch hohe Synchronisationsmomente auf einen Sportmodus des Kraftfahrzeugs beschränkt werden können und vor dem Hintergrund einer unter dem Primat einer komfortablen Auslegung des Kraftfahrzeugs auf eine Verstärkung der Synchronisationseinrichtungen über ein übliches Maß hinaus verzichtet werden kann.
Es hat sich weiterhin als vorteilhaft erwiesen, den Antriebsstrang mit einer nassen
Reibungskupplung, einem Zweimassenschwungrad bevorzugt mit einem Fliehkraftpendel und einem automatisierten Schaltgetriebe mit möglichst vielen Gängen, beispielsweise größer sechs Gängen in Vorwärtsrichtung zu kombinieren. Auf diese Weise werden Stufensprünge zwischen den Gängen bei vorgegebener Getriebespreizung begrenzt und die Schaltzeiten können weiter reduziert werden.
Im Einzelnen enthält der vorgeschlagene Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug eine
Brennkraftmaschine mit einer Kurbelwelle, ein bevorzugt automatisiert betriebenes Schaltgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle und einem mit der Brennkraftmaschine eine Kupplungsglocke bildenden Getriebegehäuse, einen mittels eines Eingangsteils an der Kurbelwelle aufgenommenen Drehschwingungsdämpfer und eine diesem nachgeschaltete, mit einem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers verbundene, in der Kupplungsglocke aufgenommene und ein anstehendes Motormoment abhängig von ihrem Betätigungszustand auf die Getriebeeingangswelle übertragende Reibungskupplung. Hierbei wird der Drehschwingungsdämpfer bevorzugt im Trockenraum der Kupplungsglocke betrieben. Hierzu wird mittels eines Deckels gegenüber dem Drehschwingungsdämpfer und der Kupplungsglocke ein beispielsweise zumindest teilweise mit Kühlmittel wie Öl und dergleichen befüllter Nassraum abgedichtet, in dem die Reibungskupplung aufgenommen ist. Der Drehschwingungsdämpfer kann alternativ im Nassraum betrieben werden. Die Abdichtung des Nassraums erfolgt beispielsweise, indem an dem Flanschteil ein in Richtung der Brennkraftmaschine axial erweiterter Zapfen vorgesehen ist, gegenüber dem der Deckel mittels einer dynamischen Dichtung abgedichtet und auf dem das Ausgangsteil drehschlüssig aufgenommen ist, der vorgeschlagene Zapfen kann auf der Getriebeeingangswelle verdrehbar gelagert sein. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform kann der Innenlamellenträger drehschlüssig mit der Getriebeeingangswelle und axial gegenüber dem Flanschteil gelagert sein.
Die Reibungskupplung enthält einen eingangsseitigen, Eingangslamellen drehfest aufnehmenden Außenlamellenträger und einen ausgangsseitigen, mit den Eingangslamellen wechselweise geschichteten Ausgangslamellen, bevorzugt Reiblamellen drehfest aufnehmenden Innenlamellenträger. Weiterhin ist in dem Nassraum ein mit dem Ausgangsteil des Drehschwingungsdämpfers drehschlüssig verbundenes, den Außenlamellenträger antreibendes Flanschteil mit einem Fliehkraftpendel mit radial außerhalb des Außenlamellenträ- gers angeordneten Pendelmassen vorgesehen. Das Fliehkraftpendel enthält bevorzugt beidseitig des Flanschteils angeordnete, über den Umfang verteilte Pendelmassen, wobei axial gegenüber liegende Pendelmassen mittels das Flanschteil durchgreifender Verbindungmittel zu Pendelmassenpaaren verbunden sind. Jeweils ein Pendelmassenpaar ist mittels Wälzkörpern auf Laufbahnen des Flanschteils und der Pendelmassen so gelagert, dass gegenüber dem Flanschteil eine drehschwingungsbedingte und fliehkraftabhängige Pendelbewegung ausgebildet sein kann, die auf eine oder mehrere Schwingungsordnungen der Brennkraftmaschine angestimmt ist.
Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform ist der Drehschwingungsdämpfer als geteiltes Schwungrad wie Zweimassenschwungrad mit entgegen einer Federeinrichtung gegeneinander verdrehbaren Schwungmassen ausgebildet, wobei das Flanschteil mit der Reibungskupplung eine massereduzierte sekundäre Schwungmasse bildet. Hierdurch wird ein wesentlich geringeres Massenträgheitsmoment gegenüber herkömmlich ausgelegten Drehmomentübertragungseinrichtungen eines Antriebsstrangs mit einem Zweimassenschwungrad und einer trocken betriebenen Reibungskupplung mit der sekundären Schwungmasse zugeordneter Gegendruckplatte, Anpressplatte und Gehäuse der Reibungskupplung erzielt. Eine weitere Minimierung des Massenträgheitsmoments der sekundären Schwungmasse beziehungsweise der nass betriebenen Reibungskupplung wird erzielt, wenn der Außenla- mellenträger auf einen Radius innerhalb der Pendelmassen und/oder die Pendelmassen radial auf einen Außenradius der Federeinrichtung begrenzt sind.
Die nass betriebene Reibungskupplung wird bevorzugt von einer Betätigungseinrichtung betätigt, indem eine Verspannung der Außenlamellen und Innenlamellen gegen einen Axialanschlag mittels eines von einem Zentralausrücker betätigten Kolbenblechs vorgesehen ist. Hierzu wird bevorzugt beispielsweise ein sogenannter hydrostatischer Zentralausrücker verwendet, bei dem ein Nehmerzylinder das Kolbenblech betätigt und von einem mittels einer hydraulischer Strecke wie Druckleitung mit diesem verbundenen Geberzylinder betätigt wird. Der Geberzylinder ist bevorzugt als Baueinheit mit einem Elektromotor und einem Planeten- wälzgetriebe ausgebildet, wobei der Elektromotor von einer Steuereinheit gesteuert wird und in dem Planetenwälzgetriebe eine untersetzende Wandlung der Drehzahl des Elektromotors in eine lineare Betätigung eines Kolbens des Geberzylinders vorgesehen ist.
Es hat sich weiterhin zur Verkürzung der Schaltzeiten, in die die Öffnung der Reibungskupplung, der Wechsel eines eingelegten Gangs und eines einzulegenden Gangs und das Schließen der Reibungskupplung eingehen, als vorteilhaft erwiesen, wenn ein Lüftspiel der Reibungskupplung bei geöffneter Reibungskupplung auf einen Schwellwert mit einem Restschleppmoment begrenzt ist. Auf diese Weise wird während der geöffneten Reibungskupplung zugunsten schnellerer Schaltzeiten - hier beschleunigter Öffnungs- und Schließvorgänge der Reibungskupplung - ein im Wesentlichen nicht spürbares Restschleppmoment in Kauf genommen.
Weiterhin kann in vorteilhafter Weise vorgesehen sein, das Getriebe wie automatisiertes Schaltgetriebe mit mehr als sechs Übersetzungsstufen wie Gängen in eine Fahrtrichtung zu versehen, um bei vorgegebener Getriebespreizung die Schaltzeiten durch gegenüber einem Getriebe mit weniger Gängen, beispielsweise sechs Gängen, geringere Übersetzungssprünge der Gänge vorsehen zu können, die wiederum schnellere Schaltzeiten aufgrund erniedrigter Synchronisations- und Motordrehzahlanpasszeiten ermöglichen.
Die Erfindung wird anhand des in der einzigen Figur dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Diese zeigt einen Halbschnitt durch einen um eine Drehachse angeordneten Antriebsstrang. Die einzige Figur zeigt die obere Hälfte des um die Drehachse d angeordneten Antriebsstrangs 1 in schematischer Darstellung mit der lediglich angedeuteten Brennkraftmaschine 2 mit der Kurbelwelle 3, der zwischen Kurbellwelle 3 und der Getriebeeingangswelle 4 des lediglich angedeuteten automatisierten Schaltgetriebes 5 angeordneten Drehmomentübertragungseinrichtung 6 mit dem Drehschwingungsdämpfer 7 und der nass betriebenen Reibungskupplung 8. Der Drehschwingungsdämpfer 7 ist als Zweimassenschwungrad 9 mit dem mit der Kurbelwelle 3 verbundenen und die Federeinrichtung 10 aufnehmenden als Primärschwungmasse dienenden Eingangsteil 1 1 und dem mittels der Steckverzahnung 12 mit dem Übergangsblech 13 verbundenen Ausgangsteil 14 gebildet. Die sekundäre
Schwungmasse des Zweimassenschwungrads 9 bildet das Fliehkraftpendel 15, welches aus dem Flanschteil 16 und den Pendelmassen 17 gebildet ist, und die Reibungskupplung 8.
Das Eingangsteil 1 1 und das Ausgangsteil 14 sind entgegen der Wirkung der Federeinrichtung 10 gegeneinander relativ verdrehbar. Das Übergangsblech 13 ist drehfest mit dem axial in Richtung Kurbelwelle erweiterten Zapfen 18 verbunden. Der Zapfen 18 ist mittels des Lagers 19 auf der Getriebeeingangswelle 4 verdrehbar gelagert und nimmt das Flanschteil 16, welches als Eingangsteil der Reibungskupplung 8 dient, drehfest auf. Zur Abgrenzung des Nassraums 20 gegenüber dem Trockenraum 21 , in dem der Drehschwingungsdämpfer 7 aufgenommen ist, ist der Deckel 23 an der Kupplungsglocke 22 radial außen dicht aufgenommen und radial innen mittels der Dichtung 24 wie beispielsweise Radialwellendichtring verdrehbar auf dem Zapfen 18 abgedichtet.
Der eingangsseitig drehfest und axial fest mit dem Flanschteil 16 verbundene Außenlamel- Ienträger 25 nimmt die Lamellen 26 wie Gegenlamellen drehfest auf. Der Au- ßenlamellenträger 25 ist zur Verringerung des Massenträgheitsmoments radial innerhalb der Pendelmassen 17 angeordnet. Diese sind im Wesentlichen auf radialer Höhe der Federeinrichtung 10 angeordnet. Die Pendelmassen 17 können zur Ausbildung eines besseren Isolationsgrads nach radial außen verlagert sein, es hat sich jedoch als besonders vorteilhaft erwiesen, wenn der Außenlamellenträger 25 radial innerhalb der Federeinrichtung 10 angeordnet ist. Der Innenlamellenträger 27 nimmt die Lamellen 28 wie Reiblamellen auf und ist radial innen mit der Getriebeeingangswelle 4 drehschlüssig verbunden. Dadurch sind - wie durch die Pfeile 29 dargestellt - Eingangsteil und Ausgangsteil der Reibungskupplung 8 auf der Getriebeeingangswelle 4 gelagert. Ein Versatzausgleich zwischen Kurbelwelle 3 und Getriebeeingangswelle 4 erfolgt dabei an der Steckverzahnung 12. Desweiteren ist der Innenlamellenträger 27 axial mittels der Lager 30, 31 gegenüber dem Flanschteil 16 und über das Ringteil 32 und die Hülse 33 gegenüber dem Getriebegehäuse 34 gelagert. Die Getrie- beeingangswelle 4 ist an dem lediglich schematisch dargestellten Getriebegehäuse 34 mittels des Lagers 35 gelagert. Das Kolbenblech 37 beaufschlagt zur Herstellung eines Reibschlusses der Lamellen 26, 28 die Lamellen 26, 28 gegen den Axialanschlag 36 des Au- ßenlamellenträgers 25. Das Kolbenblech 37 wird axial von dem um die Drehachse d angeordneten Nehmerzylinder 38 betätigt. Hierzu verlagert sich der Kolben 39 bei Aufbringen von Druck mittels eines nicht dargestellten Geberzylinders auf das Nehmerzylindergehäuse 40 und beaufschlagt mittels des Betätigungslagers 41 drehentkoppelt das Kolbenblech 37. Der Nehmerzylinder 38 stützt sich axial mittels der das Nehmerzylindergehäuse 40 aus Kunststoff stabilisierenden Hülse 33 an dem Getriebegehäuse 34 axial ab. Das Kühlmittel wird bevorzugt von radial innen direkt auf die Lamellen 26, 28 dosiert.
Bezugszeichenliste
Antriebsstrang
Brennkraftmaschine
Kurbelwelle
Getriebeeingangswelle
automatisiertes Schaltgetriebe
Drehmomentübertragungseinrichtung
Drehschwingungsdämpfer
Reibungskupplung
Zweimassenschwungrad
Federeinrichtung
Eingangsteil
Steckverzahnung
Übergangsblech
Ausgangsteil
Fliehkraftpendel
Flanschteil
Pendelmasse
Zapfen
Lager
Nassraum
Trockenraum
Kupplungsglocke
Deckel
Dichtung
Außenlamellenträger
Lamelle
Innenlamellenträger
Lamelle
Pfeil
Lager
Lager
Ringteil Hülse
Getriebegehäuse Lager
Axialanschlag
Kolbenblech
Nehmerzylinder Kolben
Nehmerzylindergehäuse Betätigungslager Drehachse

Claims

Patentansprüche
1 . Antriebsstrang (1 ) für ein Kraftfahrzeug mit einer Brennkraftmaschine (2) mit einer Kurbelwelle (3), einem automatisiert betriebenen Schaltgetriebe (5) mit einer Getriebeeingangswelle (4) und einem mit der Brennkraftmaschine (2) eine Kupplungsglocke (22) bildenden Getriebegehäuse (34), einem mittels eines Eingangsteils (1 1 ) an der Kurbelwelle (3) aufgenommenen Drehschwingungsdämpfer (7) und einer diesem nachgeschalteten, mit einem Ausgangsteil (14) des Drehschwingungsdämpfers (7) verbundenen, in der Kupplungsglocke (22) aufgenommenen und mit der Getriebeeingangswelle (4) drehschlüssig verbundenen, automatisiert betriebenen Reibungskupplung (8), dadurch gekennzeichnet, dass die Reibungskupplung (8) in einem mittels eines Deckels (23) gegenüber dem Drehschwingungsdämpfer (7) und der Kupplungsglocke (22) abgedichteten Nassraum (20) aufgenommen ist, einen eingangsseitigen, erste Lamellen (26) drehfest aufnehmenden Außenlamellenträger (25) und einen ausgangsseitigen, zweite, mit den ersten Lamellen wechselweise geschichtete Lamellen (28) drehfest aufnehmenden Innenlamellenträger (27) aufweist und in dem Nassraum (20) ein mit dem Ausgangsteil (14) des Drehschwingungsdämpfers (7) drehschlüssig verbundenes, den Außenlamellenträger (25) antreibendes Flanschteil (16) mit einem Fliehkraftpendel (15) mit radial außerhalb des Außenlamellenträgers (25) angeordneten Pendelmassen (17) vorgesehen ist.
2. Antriebsstrang (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschwingungsdämpfer (7) als Zweimassenschwungrad (9) mit entgegen einer Federeinrichtung (10) gegeneinander verdrehbaren Schwungmassen ausgebildet ist und das Flanschteil (16) mit der Reibungskupplung (8) eine massereduzierte sekundäre Schwungmasse bildet.
3. Antriebsstrang (1 ) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Außenlamellenträger (25) auf einen Radius innerhalb der Pendelmassen (17) begrenzt ist.
4. Antriebsstrang (1 ) nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Pendelmassen (17) radial auf einen Außenradius der Federeinrichtung (10) begrenzt sind.
5. Antriebsstrang (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Flanschteil (16) ein in Richtung der Brennkraftmaschine (2) axial erweiterter Zapfen (18) vorgesehen ist, gegenüber dem der Deckel (23) mittels einer dynamischen Dichtung (24) abgedichtet und auf dem das Ausgangsteil (14) drehschlüssig aufgenommen ist.
6. Antriebsstrang (1 ) nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Zapfen (18) auf der Getriebeeingangswelle (4) verdrehbar gelagert ist.
7. Antriebsstrang (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenlamellenträger (27) drehschlüssig mit der Getriebeeingangswelle (4) und axial gegenüber dem Flanschteil (16) gelagert ist.
8. Antriebsstrang (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine Verspannung der Lamellen (26, 28) gegen einen Axialanschlag (36) mittels eines von einem Zentralausrücker betätigten Kolbenblechs (37) vorgesehen ist.
9. Antriebsstrang (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lüftspiel der Reibungskupplung (8) bei geöffneter Reibungskupplung (8) auf einen Schwellwert mit einem Restschleppmoment begrenzt ist.
10. Antriebsstrang (1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das automatisierte Schaltgetriebe (5) mehr als sechs Übersetzungsstufen in eine Fahrtrichtung aufweist.
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