WO2018001657A1 - Verfahren zur übertragung und dämpfung von drehmomenten - Google Patents

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WO2018001657A1
WO2018001657A1 PCT/EP2017/062827 EP2017062827W WO2018001657A1 WO 2018001657 A1 WO2018001657 A1 WO 2018001657A1 EP 2017062827 W EP2017062827 W EP 2017062827W WO 2018001657 A1 WO2018001657 A1 WO 2018001657A1
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torque
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speed
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PCT/EP2017/062827
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Tobias HÖCHE
Tobias DIECKHOFF
Daniel Lorenz
Andreas Orlamünder
Ingrid Hoffelner
Wolfgang Grosspietsch
Steffen Matschas
Johannes Friess
Christofer EBERT
Matthias Kram
Dennis Egler
Axel Rohm
Erwin Wack
Bernd Unseld
Thomas Dögel
Matthias Reisch
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Zf Friedrichshafen Ag
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Definitions

  • the present invention relates to a method for transmitting and damping an average torque with a superimposed alternating torque in a torque transmission arrangement for the drive train of a motor vehicle with an input area, and a subsequent output area.
  • Object of the present invention is therefore to provide a method for torsional vibration reduction of a torque transmitting device, which causes an advantageous, torsional vibration reduction especially after the starting.
  • further torsional vibration damping units such as, for example, a first and / or a second spring set as well as an absorber unit can be connected in series between the input area and the outlet area and before the slip arrangement.
  • a first and / or a second spring set as well as an absorber unit can be connected in series between the input area and the outlet area and before the slip arrangement.
  • the slip arrangement aims at reducing the remaining remaining alternating torques, in the optimal case even setting them to "0."
  • the method according to the invention provides that in the region of a maximum of a periodic oscillation of the superimposed one A maximum external activation of the slip arrangement is to permit more slippage, and in the region of a minimum of a periodic oscillation of the superimposed alternating torque, a minimal external activation of the slip arrangement takes place to allow less slippage
  • Slip clutch such as a multi-plate clutch can be formed by the external activation receives a hydraulic signal in the form of a lower hydraulic pressure, which may result in a reduction of a contact force on the multi-plate clutch and thus a slip increase, ie an increase in the speed difference results.
  • the external activation should give a hydraulic signal to the slip clutch in the form that a hydraulic pressure is increased and thus the contact pressure on the slip clutch is also increased, resulting in a slip reduction in the slip clutch.
  • the external activation to achieve the slip reduction or the slip increase can also be referred to as slip modulation.
  • the frequency of the slip modulation is dependent on the use of the drive unit, for example, the internal combustion engine.
  • the slip arrangement can be designed as a slip clutch.
  • the external actuation of the slip clutches takes place electrically.
  • the electrical external actuation of the slip clutch can be electromagnetically or piezoelectrically.
  • the external activation is suitable for providing a modulation range of 23 to 50 Hz or a range of 33 to 66 Hz or a range of 50 to 100 Hz at the slip clutch.
  • slip clutch can be used as a starting element. It is also possible that a starting element is provided in addition to the slip clutch.
  • the axis of rotation (A) and the axis of rotation (B) are coaxial or that the axis of rotation (A) and the axis of rotation (B) are offset.
  • the two axes of rotation (A) and (B) are coaxial with each other.
  • the axis of rotation (A) is usually offset from the axis of rotation (B).
  • Figure 1 a schematic representation of a drive train as the state of
  • Figure 2 advantageous schematic representation of a drive train
  • Figure 3 Diagram of a deflected torque curve
  • Figure 4 advantageous schematic representation of a drive train
  • FIG. 5 preferred topology schematically
  • Figure 7 Diagram of a deflected torque curve
  • FIG. 8 Diagram slip speed over time
  • FIG. 9 Diagram friction coefficient over slip speed
  • Figure 1 1 Diagram sinusoidal course of Fa
  • FIG. 12 Diagram of the trapezoidal profile of Fa
  • FIG. 13 Sinusoid diagram of Fa with higher order
  • FIG. 14 further diagrams
  • Figure 15 Diagram input speed at the slip arrangement in an operating point.
  • FIG. 17 schematic representation of a method according to the invention
  • today's torsional vibration decoupling systems for passenger vehicles in addition to spring-mass arrangements, for example DMFs, also provide speed-adaptive absorbers.
  • a reduction in the torque fluctuations of the internal combustion engine can be carried out via a slip in the starting element.
  • active slip mode 1 The technique used here, in which a slip controller adjusts a predetermined average slip speed, is referred to below as "active slip mode 1."
  • a method for controlling a clutch in a passenger car drive train is presented below, which is referred to as “active slip mode 2 "is intended and in particular should allow that at the same average slip speed and thus the same friction losses significantly better decoupling is achieved than in a slipping clutch according to the prior art, or at least an equivalent decoupling level as conventional systems using lighter and cheaper Components for pre-decoupling, such as spring sets and absorbers.
  • FIG. 1 shows a Drehmomentübertragungsan Auntl in an automated drive train of a motor vehicle according to the prior art, which includes a torsional vibration damping unsgen unit 15 with speed-adaptive absorber 6.
  • the relevant masses, stiffnesses and the starting element are arranged as follows, wherein the representation is made only up to and including the transmission.
  • the residual drive train is hidden.
  • a lockup clutch 72 is disposed at the input portion 25 of the torsional vibration damping unit 15.
  • the speed-adaptive absorber 6 is placed on an intermediate mass 3 between a first spring set 10 and a second set of springs 20.
  • This topology has the following drawbacks with respect to torsional vibration decoupling.
  • the lockup clutch 72 If the lockup clutch 72 is operated with a clutch slip, this reduces the torque fluctuations which are conducted into the torque transmission arrangement 1. Characterized in that the speed of the components on the output side of the lockup clutch 72, and thus the damper 6 to the regulated slip speed is lower than, for example, an engine speed of the drive unit 50, the vote of the damper 6 on the engine order is no longer correct, so that this works worse with increasing slip.
  • the task of the second spring set 20 is to represent a spring stiffness between the relatively high mass inertia of the absorber 6 and the likewise relatively heavy gear 33.
  • the intermediate mass 3 and the absorber 6, in conjunction with the stiffnesses of the spring sets 10 and 20, can form an intermediate mass resonance which is unfavorable in terms of rotational nonuniformity decoupling due to the relatively high mass moment of inertia.
  • FIG. 2 shows a more favorable topology of the components which were also shown in FIG.
  • the second spring set 20 is arranged on the primary side to the absorber 6, resulting in the following advantages.
  • the reduced sum stiffness of the two switched spring sets 10 and 20 improved so that it can be made smaller and the system operates even at lower speed supercritical, well visible in Figure 3, the dashed and dotted line.
  • the lockup clutch 72 is disposed on the output side of the torque transmitting assembly 1, between the absorber 6 and the gear 33. This is advantageous because the order slip of the absorber 6 is not affected by the clutch slip. Also, by the clutch slip of the lockup clutch 72, the formation of the above-described vibration nodes is reduced or prevented as shown by the dotted line in FIG.
  • the absorber 6 can be designed in different ways, with constructions as speed-adaptive absorber according to the principle Sarrazin, Salomon or DFTvar are particularly advantageous.
  • FIG. 3 shows the deflected torque over the rotational speed of a torque transmission system according to the prior art, a variant without slip and a variant with slip mode 2.
  • FIG. 4 shows a further topological arrangement, as already described in FIGS. 1 and 2, but with only one spring set 10, here as a dual-mass flywheel with a single-row spring set.
  • FIG. 5 shows an advantageous topology for torsional vibration reduction in the drive train.
  • Anti-rotation pre-decoupling in this sense a system that reduces rotational nonuniformity in front of the slip assembly 30.
  • This can consist of an arrangement of torsion springs, masses and absorbers as in the concrete example above.
  • other principles are possible, such as rotational nonuniformity decoupling with two parallel torque transmitting paths and a coupling arrangement, a gas spring torsional damper, or a centrifugal force spring arrangement.
  • the required slip arrangement 30 can also be a start-up clutch at the same time. But this is not absolutely necessary.
  • the starting clutch may otherwise be placed at another arbitrary position of the drive train.
  • the slip-capable clutch can also be one or more clutches of the transmission, which solve each gear, tasks in the transmission circuit and / or rotational nonuniformity decoupling by slip.
  • the type of transmission for example as an automatic transmission (AT), dual clutch transmission (DCT), automated manual transmission (ASG), continuously variable or manual transmission (MT) and the design of the drive train as a front-rear or all-wheel drive, also in hybridized design , are arbitrary. Especially with MT and DCT transmissions, the topology described is already standard, but not in combination with AT gearboxes.
  • FIG. 6 shows in simplified form a block diagram of a required slip arrangement 30 according to an improved method, the clutch slip mode 2.
  • the aim of the present invention is to increase at low slip speed, the decoupling effect of the slip.
  • FO is a force, which is adjusted by a slip control to a certain average speed difference between an input side 31 of
  • Slip arrangement 30 and an output side 32 of the slip assembly 30 to achieve.
  • F0 can be regarded as constant.
  • the transmittable moment of the slip assembly 30 is calculated so far
  • Fa (a,) is an additional force whose amplitude is dependent on a reference angle a and a phase shift ß.
  • the dependence can be given for example via a sine function.
  • FIG. 7 shows what effect the modulation of the clutch torque has on the torsional vibration decoupling of the engine main order.
  • the slip mode 2 significantly reduces the rotational nonuniformity again, with the same average slip speed and correspondingly equal friction losses.
  • Figures 8, 9 and 10 illustrate the derivation of the operation of the active slip mode 2. Due to non-linear relationships and the non-harmonic excitation in the real drive train, the operation of the modulation of the transmittable clutch torque with respect to the DU decoupling can only be greatly simplified To derive the conditions clearly.
  • _üb [[F3_0 + F_a-sin (a + ⁇ )] - r- [M_0 + M_a-sin (a)]
  • the modulation creates a new order with twice the modulation frequency.
  • clutch slip mode 2 The function of the clutch slip with active modulation, ie clutch slip mode 2, is determined by the following parameters.
  • this is the waveform.
  • the optimal course of the transmissible clutch torque over time depends on the course of the rotational nonuniformity of the main order at the clutch input.
  • the assumed excitation was purely sinusoidal and the optimum course of the modulated coupling force was also.
  • the already decoupled main order of the alternating torque at the clutch input has an at least approximately sinusoidal profile, so that the modulation of the clutch torque can be described here via a sinusoidal function in order to achieve good results, as shown in FIG.
  • other harmonic and non-harmonic functions may also be used, such as a trapezoidal shape, as seen in FIG. 12.
  • the waveform may be optimized to reduce multiple engine orders. In a simple case, this is possible because the modulation is described by a superimposition of two sinusoidal oscillations, wherein one sinusoidal oscillation has, for example, the ignition frequency and the other two times the ignition frequency.
  • the distribution of the actuation force of the clutch into a predetermined by the slip control, constant in the steady-state operating force F0, and a dynamic force Fa for the modulation of the transmissible torque is primarily a thought model to describe the principle of effect of the invention. It is a matter of constructive implementation whether in fact two forces are superimposed, e.g. in the sense of two separate actuators, whether the force which a single actuator applies to the clutch is varied accordingly, or whether mixed forms are used.
  • the modulation frequency must correspond to the ignition frequency of the internal combustion engine. Thus, it increases depending on the engine speed. For a 3-cylinder 4-stroke engine results, for example, for the speed range from 1000 to 2000 rpm a necessary modulation frequency of 25 to 50 Hz. In engines with cylinder deactivation, it is particularly advantageous if the control of the slip operation switching between the orders of Full and shutdown operation allows. Likewise, an interpretation to higher orders, or a combined interpretation of several orders is possible.
  • the optimum phase angle of the modulation is 180 ° with respect to the oscillation of the input rotational speed of the slip arrangement, as already described above in the theoretical derivation of the function.
  • Phase shifts in the range of 180 ° ⁇ 45 ° are particularly advantageous.
  • FIG. 14 shows different sizes in the drive train of a motor vehicle according to FIG. 4, for three different cases:
  • the speed at the input area 31 of the slip arrangement is shown in the uppermost row. Due to the rotational nonuniformity of the internal combustion engine, the speed varies despite pre-decoupling by, for example, a DMF and a speed-adaptive damper 6, to the arrangement compare the embodiments in Figures 5 and 6, by an average speed, here ⁇ 1205 U / min.
  • the oscillation of the engine speed in engine Ignition order marked. This can be determined by means of fast Fourier transformation from the time course of the overall oscillation.
  • a sinusoidal profile of the force component Fa or of the active torque Ma is predetermined with a specific amplitude and with the ignition frequency of the internal combustion engine.
  • the phase angle of the course of the active torque Ma compared to the course of the rotational speed before the clutch in ignition order in the diagram about 180 °.
  • the active moment Ma has maxima and vice versa. This represents an optimized tuning of the active slip mode 2.
  • the third column shows an unfavorable case in which the active torque is approximately in phase with the speed at the input area of the clutch.
  • the graphs in the third row show the torque transmitted by the clutch, again as the original raw signal and as its component in engine firing order. It can be seen that with the active slip Mode 2 with optimized phase position, see column 2, the non-uniformity of the torque in motor Main order is almost completely smoothed out. With the unfavorable phase position, see column 3, the amplitude of the torque nonuniformity compared to the active slip mode 1, see column 1, even increased.
  • phase of the modulation need not be exactly 180 ° with respect to the speed at the input of the slip device to achieve a positive effect. In order to achieve an improvement over the active slip mode 1, however, it is advantageous if the phase shift is in the range 180 ° ⁇ 45 °.
  • FIG. 15 shows the course of the rotational speed in the input region 31 of the slip arrangement 30, as also shown in FIG. 14, middle column, upper row, for a static operating point.
  • the input speed (ne) has an average value (nem), here 1205 1 / min, around which an alternating component (new), here not specifically shown, since congruent with the course of ne, oscillates.
  • the course of the alternating component depends essentially on the nature of the internal combustion engine 50, in particular the number of cylinders, and the pre-decoupling.
  • the alternating component can be described by means of fast Fourier transformation (FFT) approximately as a superposition of sinusoidal oscillations (newp i).
  • FFT fast Fourier transformation
  • the lowest frequency of such a periodic partial oscillation of the alternating component is the ignition frequency of the engine.
  • the frequencies of other harmonic oscillations are in an integer ratio to the firing order.
  • FIG. 15 shows, by way of example, the periodic alternating components in the engine main order (newp_1) and in the double engine main order (newp_2).
  • the amplitudes of the alternating components fluctuate between a minimum (newp_i_Min) and a maximum (newp_i_Max).
  • the course of such an alternating component is a reference variable for the phase shift ⁇ of the modulation of the activation of the slip arrangement in order to achieve a reduction of the rotational nonuniformity in the corresponding engine order.
  • amplitudes of the modulation of the torque transferable by the slip arrangement between 5 and 15% of the average engine torque.
  • the effective friction coefficient in particular a wet-running friction clutch, as is commonly used in motor vehicle drive trains, depends on the instantaneous differential rotational speed between the input and output of the clutch. Usually, the course is significantly adjusted by additives in the oil, material and geometry of the pads so that there is a degressive slope above the slip speed.
  • a conventional friction coefficient profile is shown in FIG. 16.
  • the coefficient of friction lies in a range between 0.05 and 0.15 and rises sharply up to a very high slip speed. Slopes of the coefficient of friction over the rotational speed between 0.001 / rpm and 0.005 / rpm in a slip range up to 30 rpm are particularly favorable.
  • the average slip rotational speed is regulated by a slip regulator. Since slippage generally causes friction losses, which must be dissipated in the form of heat energy, the lowest possible average slip speed should be aimed for.
  • Favorable for the actively modulated slip average slip speeds are less than or equal to 30 rpm, more preferably less than or equal to 10 rpm.
  • the active slip Mode 2 brings a significant improvement in decoupling, especially in the low and in the middle speed range, compared with the known mode 1 slip. This has the advantage of the lower cost in the control and in the operation of the slip clutch. In particular, at high speed and depending on the vibration behavior of the drive train, no slip may be necessary in certain operating conditions for the DU decoupling.
  • FIG. 17 shows a schematic torque transmission arrangement 1 according to the invention with an upstream spring set 10 and a downstream absorber 6, which in turn is followed by a slip clutch 80. This does not necessarily have to be able to approach or completely disconnect. These functions can be realized in a further coupling element in the gearbox or in the bell housing.
  • FIG. 18 shows a torque transmission arrangement 1 according to the invention, in which the input part 11 of the first spring set 10 is connected in a rotationally fixed manner to the crankshaft 110.
  • this is designed as a two-mass flywheel with spring plate / sliding shoes.
  • this can also be built with bow springs or designed as a converter spring set.
  • This can be filled with a lubricant, such as oil or grease.
  • the space 24 in which the first spring set 10 is located may be separated from the second space 26 in which the other components are located by a partition wall 4 and a seal 5.
  • the first space 24 is dry, so essentially free of lubricant, while in the second space 26 is a lubricant, preferably oil, such as oil mist, droplet lubrication or oil bath.
  • a damper 6 With the output part 12 of the first spring set 10, a damper 6 is connected. To save axial space this can also be arranged in an axial plane radially within the first spring set 10 in the first space 24.
  • the absorber 6 is variable speed, but can also be designed as Festfrequenztilger. Likewise, this rotary variable to two or more engine orders.
  • the input part 81 of the slip clutch 80 which simultaneously forms the inner disk carrier of the disk set with driving teeth, rotationally connected.
  • Their output part 82 which at the same time forms the outer disk carrier with driver toothing for the disk set, is in turn rotationally connected to the transmission input shaft 7.
  • the clutch 80 may consist of one or more friction surfaces.
  • the operating force necessary to transmit the engine torque is applied by, for example, hydraulically actuated clutch piston 23 compressing the disk pack to the end fin 27, which in turn is fixed in a direction of its axial movement by a circlip (as shown). Between the first blade and the piston 23, the armature plate 23 is mounted and is always pressed by this arrangement of the piston 23 on the disk set.
  • the armature plate 23 is advantageously guided in the driver toothing of the outer disk carrier. It is attracted by one or more circumferentially distributed electric pot magnet 34 (hereinafter, only the singular is written for this) and thus pressed against the disk set.
  • the electric pot magnet 34 is rotationally connected to the output part 82 of the slip clutch 80 and can be mounted both radially outside and in the case of corresponding installation spaces radially inside the driver toothing.
  • the power supply of the electric pot magnet 34 from the fixed environment takes place here via a high-frequency rotary transformer 71, but alternatively, for example, a slip ring transmission would be possible.
  • the outer disk carrier, here the output part 82 of the slip clutch 80, the armature plate 38 and the piston must be recessed segment by segment.
  • an oil-tight partition wall 8 with seal 9 can be provided between the second space 26 and the transmission or not. In the latter case, the second space 3 goes directly into the transmission.
  • the transmission 33 may be designed as a conventional stepped automatic transmission, as a manual transmission, an automated manual transmission, a dual-clutch transmission or as a stepped gearbox.
  • this can also electrical drive components such as mild, full or plug-in hybrid.
  • other electric drive components such as a belt starter generator before or after the transmission between the engine and torque transmission unit, in front of the engine or in the Drehmomentübertragunsgvenez be realized.
  • the operating force for transmitting the torque is applied to the clutch 80 by the piston 23.
  • the force is applied by a hydraulic fluid, but can in principle be done in other forms (eg pneumatic, electrical, mechanical, magnetic).
  • the slip clutch 80 In the normal state, the slip clutch 80 is over-pressed, ie there is substantially no differential rotational speed between the input 81 and the output part 82. However, if the drive train is to slip in order to be able to decouple the rotational uniformities better, the hydraulic pressure and thus the operating force are reduced so much that a specific average slip value is established at the clutch 80.
  • the additional force through the armature plate 38 which is pressed by the piston 23 in the direction of disk set and thus virtually biased, now modulates the set in the clutch 80 slip.
  • the armature plate 38 receives its force by the force acting from the electric pot magnet 34 magnetic force.
  • the electrical connection of the electric pot magnet 34 is effected by the friction-free rotary transformer 71, which is driven at high frequency in order to minimize the losses due to the air gap. Alternatively, however, for example, a slip ring transmission would be possible.
  • the disadvantage is that flows through the co-rotating electric pot magnet 34 whose mass with in the moment of inertia and the slightly higher construction costs by the required rotary transformer 71st
  • FIG. 19 shows an embodiment as already described in FIG. 18, but in this embodiment the electric pot magnet 34 is fixed to the housing and not to the housing co-rotating Au .lamellenlasi, here the output part 82 of the slip clutch 80, attached.
  • a rotary transformer 71 is not necessary in this embodiment, but since the electric pot magnet 34 is fixed to the housing, the air gap between the electric pot magnet 34 and the armature plate 38 is added by several component tolerances to a relatively high value, the large design and high electrical power consumption of Electric pot magnet 34 is necessary. However, since this does not rotate, in this embodiment, its mass does not flow into the mass moment of inertia. In addition, the construction cost is slightly lower, since no rotary transformer 71 is needed.
  • FIG. 20 shows an embodiment, as already described in FIG. 18, but the control with the modulating force by the armature plate 38 in this embodiment does not take place from the piston side on which the stationary operating force is applied, but onto the end plate 27.
  • the outer plate carrier here the output part 82 of the slip clutch 80, the armature plate 38 and the piston 23 need not be cut out in segments for assembly.
  • the armature plate 38 may be useful to design the armature plate 38 such that the resulting vector of the modulation force preferably acts radially outside or within the mean friction radius of the disk set.
  • the modulation is carried out by the force of the electric pot magnet 38 from the side of the end plate 27.
  • the function is not given in the purely static case, since the force transmitted by the armature plate 38 of the electric pot magnet 34 counteracts the operating force of the piston 23 and thus initially relieved only the circlip, which supports the end plate on the motor side axially.
  • the additional force acting on the disk set very well because the piston 23 and the disk set of the modulation force can not follow fast enough due to their inertia and friction in the driver gears.
  • the fact that the modulation force is introduced on a different radius than the reaction force of the locking ring, the deflection of the end plate and the disk set occurring during the actuation of the clutch can be influenced.
  • the fashion Dulking force thus acts more like a kind of dynamic disturbance variable on the disk pack which varies the transmittable torque high frequency in an advantageous manner for the Rotationsöeichförmtechniksent- coupling manner.
  • the air gap in this case is independent of the wear of the friction linings, whereby it can be chosen smaller, which has a positive effect on the size and power consumption of the electric pot magnet 34.
  • FIG. 21 shows an embodiment, as already described in FIG. 20, but in this embodiment the electric pot magnet 34 is fixed to the housing and not co-rotating on the outer disk carrier, here the output part 82 of the slip clutch 80.
  • a rotary transformer 71 is not necessary in this embodiment.
  • the armature plate 38 is preferably to be designed so that the resulting vector of the modulating force, which is additionally applied by the latter to the slip clutch 80, acts radially within the central friction radius of the disk set, since due to the lever ratios on the end plate 27 in the inner region already with a lower force than by driving outside a defined disturbance in the disk pack can be introduced. Since due to the housing-fixed arrangement of the electric pot magnet 34, a relatively large air gap between this and the armature plate 38 must be adjusted, the more of way the end plate 27 performs in the radially inner region with respect. The air gap only of secondary importance.
  • the activation by the modulation force preferably has to take place radially outside the middle friction radius and the armature plate 38 is then preferably to be guided in the driving toothing of the inner disk carrier, however, since the electric pot magnet 34 is fixed to the housing, adds up the air gap between the electric pot magnet 34 and the armature plate 38 by a plurality of component tolerances to a relatively high value, which makes a large version and high electrical power consumption of the electric pot magnet 34 necessary. Since this does not rotate, In this version, its mass does not flow into the mass moment of inertia. In addition, the construction cost is lower because no rotary transformer 71 is needed.
  • FIG. 22 shows an embodiment as already described in FIG. 18, but in this case no armature plate 38 is acted on by an electric pot magnet 34.
  • This arrangement is replaced by a piezoelectric element 115 arranged in the disk pack.
  • the piezo element 115 can be designed as an annular "piezo lamination.” Alternatively, a plurality of small piezo elements 115 can be distributed over the circumference and held by a type of carrier lamella.
  • a radial support is to be provided, for example in a type of carrier lamella, in order to keep the piezoelements 115 free from bending stresses which act on the centrifugal forces.
  • FIG. 23 shows an embodiment, as already described in FIG. 18, but in this case the piezo element actuates the end plate 27 and is supported against a further plate fixed axially on one side.
  • the piezo element 115 can be designed as an annular piezo lamella. Alternatively, a plurality of small piezoelectric elements 115 can be distributed over the circumference and held by a type carrier lamella.
  • the piezoelectric elements 115 it is particularly favorable to design the piezoelectric elements 115 so that their resultant force vector acts radially outside the central friction radius of the disk set, since the end plate 27 makes less path in the outer region due to the leverage and thus also the piezo elements 115 way, since they can only make very little way NEN. If the end plate 27 is fixed to the inner disk carrier, then the activation by the piezo elements 27 analogously to this naturally has to take place radially within the middle friction radius.
  • an annular piezo lamella 27 it is advantageous for an end lamella 27 fixed to the outer lamella carrier if the inner radius of the piezo lamella 15 is greater than the average friction radius. Conversely, when the end plate 27 is fixed to the inner plate carrier, that the outer radius of the piezo-plate 1 15 should be smaller than the mean friction radius of the plate package. This arrangement of the piezo-elements 1 15 ensures that they are not the entire time charged by the piston 23. Thus, they achieve a longer life with identical dimensions.
  • FIG. 24 shows an embodiment, as already described in FIG. 23, but the piezoelements are not now located axially next to the end lamella 27 but are placed radially outside the outer lamella carrier and also act in the radial direction as in FIG Direction. These now each control a lever 28, which reduces the force due to the lever ratios and increases the path of the piezo-element 1 15.
  • the gear ratio should be at least factor two. For the surface pressures in the disk set, it is advantageous to distribute the assemblies piezo element 1 15 / lever 28 symmetrically over the circumference.
  • the effective vector of the reversing lever 28 should again lie radially outside the average frictional diameter of the disk pack in the illustrated variant in order to keep the required travel again as small as possible despite translation only very little way. If the end plate 27 is fixed to the inner disk carrier, then the control by the reversing lever 28 has to be done naturally radially within the middle friction radius of the disk set, in which case the piezo element 1 15 and deflection lifting 28 should also be placed on the inner disk carrier in this case , By said arrangement, the piezoelectric elements 1 15 are no longer burdened by the very harmful bending stresses that occur as a result of centrifugal forces.
  • FIG. 25 shows an embodiment, as already described in FIG. 18, but the electric pot magnet 34 is arranged so that when it attracts the armature plate 38, the plate pack is relieved instead of loaded.
  • the operating force applied to the disk pack by the piston 23 must be set slightly higher from the ground up, as it must therefore also cover the peak pressure.
  • FIG. 26 shows an embodiment, as already described in FIG. 18, but the armature plate 38 is now actuated by a coil 29 attached to the outer plate carrier, in this case the output part 82 of the slip clutch 80, according to the principle of reluctance.
  • the spool is circumferentially fixed to the inside of the outer disc carrier.
  • the turns of the coil 29 are perpendicular to the plane of representation.
  • the pot of the armature plate 38 is located radially inside the coil 29.
  • individual cylinder elements can be distributed over the circumference, which operate on the same functional principle, not shown here.
  • the armature plate 38 can also consist entirely or partially of a permanent magnetic material.
  • FIG. 27 shows an embodiment as already described in FIG. 26, but now the coil 29 is attached to the armature plate 38.
  • the coil 29 is partially in the air gap of the magnetized outer disk carrier.
  • the Gang part 82 of the slip clutch 80 is the Gang part 82 of the slip clutch 80.
  • the turns of the coil 29 are perpendicular to the plane of representation.
  • the magnetization can be permanently present through the use of a magnetic material or can also be applied electrically by a further coil.
  • the magnetic poles indicated by "N" and "S” can also be reversed.
  • the operating principle is that of a plunger coil, whereby the armature plate 38 in this embodiment both directly load the disk pack and load the piston 23 and thus indirectly relieve the disk pack.
  • FIG. 28 shows an embodiment as already described in FIG. 27, however, the armature plate 38 is now at least partially magnetic, preferably permanently magnetic.
  • the magnetization is radial, the magnetic poles indicated by "N" and "S” can also be reversed.
  • the coil 29 is now rotationally connected to the outer disk carrier, here the output part 82 of the slip clutch 80, connected.
  • the turns of the coil 29 are perpendicular to the plane of representation. Consequently, the magnet is moved while the coil 29 is fixed to the plate carrier. This results in other performance data, also now no power transmission in the axially relative to the plate carrier moving armature plate 38 is necessary because the coil 29 is rotationally connected to the plate carrier.
  • On the armature plate 38 may act a force in both axial directions, loading and / or unloading the disk pack.

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Abstract

Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes (Mm) mit einem überlagerten Wechselmoment (Mw), in einer Drehmomentübertragungsanordnung (1 ) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich (25) und einen um eine Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich (35), wobei das mittlere Drehmoment (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) entlang eines Drehmomentweges (M) von dem Eingangsbereich (25) zu dem Ausgangsbereich (35) übertragen wird, wobei der Eingangsbereich (25) der Drehmomentübertragungsanordnung (1) mit einer Eingangsdrehzahl (ne) um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich (35) der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl (na) um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl (ne) aus einer mittleren Drehzahl (nem) und einem überlagerten Wechselanteil (newp) zusammensetzt, wobei der Wechselanteil (new) näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen (newp_i) beschrieben werden kann, deren Frequenzen (f) im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis (i) zur Zündfrequenz (Zf) stehen, wobei jede dieser periodischen Schwingungen (newp i) ein Minimum (newp i Min) und ein Maximum (newp_i_Max) aufweist, wobei eine Schlupfanordnung (30) im Drehmomentweg (M) zwischen dem Eingangsbereich (25) und dem Ausgangsbereich (35) zur Übertragung des mittleren Drehmomentes (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes (ns) zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg (M) vorgesehen ist, wobei die Schlupfanordnung (30) im Bereich der Maxima (newp_i_Max) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (newp) ein Maximum einer externen Aktivierung (40) des Drehzahlschlupfes (ns) und im Bereich der Minima (newp_i_Min ) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (newp) ein Minimum einer externen Aktivierung (45) des Drehzahlschlupfes (ns) vorsieht.

Description

Verfahren zur Übertragung und Dämpfung von Drehmomenten
Vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes mit einem überlagerten Wechselmoment in einer Drehmomentübertragungsanordnung für den Antriebstrang eines Kraftfahrzeugs mit einem Eingangsbereich, und einem nachfolgendem Ausgangsbereich.
Aus dem Stand der Technik der DE 10 2008 009 135 A1 ist ein solches Verfahren bei einer Drehmomentübertragungsanordnung für den Antriebstrang eines Kraftfahrzeuges bekannt, bei dem zwischen einem Verbrennungsmotor und einem Wechselgetriebe eine Reibungskupplung vorgesehen ist, und wobei die Reibungskupplung so angesteuert wird, dass eine an der Reibungskupplung anliegende Drehzahldifferenz einer Resonanzdrehzahlbreite beim Anfahren verringert wird, im Vergleich ohne An- steuerung.
Nachteilig an diesem Verfahren aus dem Stand der Technik, dass mit diesem Verfahren nur der Anfahrvorgang und das durch den Anfahrvorgang bekannte Rupfen verringert werden soll. Dieses Verfahren besitzt jedoch nicht die Leistungsfähigkeit, Drehschwingungen, die durch den Verbrennungsmotor verursacht werden, zu dämpfen, die bei einem permanenten Fahrzustand auftreten.
Aufgabe vorliegender Erfindung ist es deshalb, ein Verfahren zur Drehschwingungsreduzierung einer Drehmomentübertragungsvorrichtung bereitzustellen, die vor allem nach dem Anfahrvorgang eine vorteilhafte, Drehschwingungsreduzierung bewirkt.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des unabhängigen Patentanspruches 1 gelöst.
Dabei handelt es sich um ein Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes mit einem überlagerten Wechselmoment , in einer Drehmomentübertragungsanordnung für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich und einen um ei- ne Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich, wobei das mittlere Drehmoment mit dem überlagerten Wechselmoment entlang eines Drehmomentweges von dem Eingangsbereich zu dem Ausgangsbereich übertragen wird, wobei der Eingangsbereich der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Eingangsdrehzahl um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl aus einer mittleren Drehzahl und einem überlagerten Wechselanteil zusammensetzt, wobei der Wechselanteil näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen beschrieben werden kann, deren Frequenzen im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis zur Zündfrequenz stehen, wobei jede dieser periodischen Schwingungen ein Minimum und ein Maximum aufweist, wobei eine Schlupfanordnung im Drehmomentweg zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich zur Übertragung des mittleren Drehmomentes mit dem überlagerten Wechselmoment und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg vorgesehen ist, wobei die Schlupfanordnung im Bereich der Maxima zumindest eines periodischen Schwingungsanteils des Wechselanteils ein Maximum einer ex-ternen Aktivierung des Drehzahlschlupfes und im Bereich der Minima zumindest eines periodischen Schwingungsanteils des Wechselanteils ein Minimum einer externen Aktivierung des Drehzahlschlupfes vorsieht. Dabei kann zwischen dem Eingangsbereich und dem Ausgangsbereich und vor der Schlupfanordnung noch weitere Drehschwingungs- dämpfungseinheiten wie beispielsweise ein erster und/oder ein zweiter Federsatz sowie eine Tilgereinheit vorgeschalten werden. Dies ist besonders vorteilhaft, da die Wechselmomente, die von dem Eingangsbereich beispielsweise einen Verbrennungsmotor kommen, vorgefiltert werden. Die Schlupfanordnung zielt dabei darauf ab, die verbleibenden restlichen Wechselmomente zu reduzieren, im optimalen Falle sogar auf „Null" zu setzen. Um dies zu erreichen sieht das erfindungsgemäße Verfahren vor, dass für den Fall, dass im Bereich eines Maximums einer periodischen Schwingung des überlagerten Wechselmoments eine maximale externe Aktivierung der Schlupfanordnung erfolgt, mehr Schlupf zuzulassen, und im Bereich eines Minimums einer periodischen Schwingung des überlagerten Wechselmoments eine minimale externe Aktivierung der Schlupfanordnung erfolgt, weniger Schlupf zuzulassen. Dies bedeutet, dass die Schlupfanordnung, die beispielsweise von einer Schlupfkupplung, beispielsweise einer Lamellenkupplung, gebildet werden kann von der externen Aktivierung ein hydraulisches Signal erhält in der Form eines niedrigeren hydraulischen Drucks, was eine Verringerung einer Anpresskraft auf die Lamellenkupplung zur Folge haben kann und sich somit eine Schlupferhöhung sprich eine Vergrößerung der Drehzahldifferenz ergibt. Für den Fall der Schlupfreduzierung soll die externe Aktivierung ein hydraulisches Signal zu der Schlupfkupplung in der Form geben, dass hier ein hydraulischer Druck erhöht wird und somit die Anpresskraft auf die Schlupfkupplung ebenfalls erhöht wird, was zu einer Schlupfreduzierung in der Schlupfkupplung zur Folge hat. Hierdurch kann dem Maximum im überlagerten Wechselmoment entgegengewirkt werden. Die externe Aktivierung zur Erzielung der Schlupfreduzierung bzw. der Schlupferhöhung kann auch als Schlupfmodulation bezeichnet werden. Dabei ist die Frequenz der Schlupfmodulation abhängig von der Verwendung des Antriebsaggregates beispielsweise des Verbrennungsmotors. Bei der Verwendung einer Viertakt-Verbrennungsmotors ist ein Frequenzbereich von 23 Hertz bis 60 Hertz, bei der Verwendung eines Vierzylinder-Taktmotors die Verwendung eines Frequenzbereiches von circa 33 bis 66 Hertz, und bei der Verwendung eines Sechszylinder-Viertakt-Verbrennungsmotors die Verwendung eines Frequenzbereiches von 50 bis 100 Hertz vorteilhaft.
Weiter kann die Schlupfanordnung als eine Schlupfkupplung ausgeführt sein.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform erfolgt die externe Aktuierung der Schlupfkupplungen elektrisch.
Dabei kann die elektrische externe Aktuierung der Schlupfkupplung elektromagnetisch oder piezoelektrisch erfolgen.
Weiter vorteilhaft ist es wenn die externe Aktivierung geeignet ist, an der Schlupfkupplung einen Modulationsbereich von 23 bis 50 Hz oder einen Bereich von 33 bis 66 Hz oder einen Bereich von 50 bis 100 Hz vorzusehen.
Auch kann die Schlupfkupplung als ein Anfahrelement verwendet werden. Es ist auch möglich, dass zusätzlich zu der Schlupfkupplung ein Anfahrelement vorgesehen ist.
Weiter vorteilhaft ist es, wenn die Drehachse (A) und die Drehachse (B) koaxial verlaufen oder dass die Drehachse (A) und die Drehachse (B) versetzt verlaufen. Besonders bei Fahrzeugen mit Heckantrieb und längs eingebautem Frontmotor liegen die beiden Drehachsen (A) und (B) zueinander koaxial. Bei einem Frontantrieb mit quer eingebautem Motor liegt meist die Drehachse (A) zu der Drehachse (B) versetzt.
Im Folgenden soll die Erfindung anhand von Darstellungen näher erläutert werden. Dabei stellen die in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiele lediglich bevorzugte Ausführungen dar und sollen nicht den Rahmen der Erfindung festlegen. Dieser wird allein durch die anhängigen Ansprüche definiert.
Es zeigen in
Figur 1 : eine schematische Darstellung eines Antriebsstranges als Stand der
Technik
Figur 2 : vorteilhafte schematische Darstellung eines Antriebsstranges
Figur 3: Diagramm eines umgelenkten Momentenverlaufs
Figur 4: vorteilhafte schematische Darstellung eines Antriebsstranges
Figur 5: Vorzugstopologie schematisch
Figur 6: Prinzipschaltbild einer Schlupfkupplung
Figur 7: Diagramm eines umgelenkten Momentenverlaufs
Figur 8: Diagramm Schlupfdrehzahl über Zeit
Figur 9: Diagramm Reibkoeffizient über Schlupfdrehzahl
Figur 10: Diagramm Reibkoeffizient über Zeit
Figur 1 1 : Diagramm Sinusverlauf von Fa
Figur 12: Diagramm Trapezverlauf von Fa
Figur 13: Diagramm Sinusverlauf von Fa mit höherer Ordnung
Figur 14: weitere Diagramme Figur 15: Diagramm Eingangsdrehzahl an der Schlupfanordnung in einem Betriebspunkt.
Figur 16: Diagramm Reibwertverlauf über Schlupf
Figur 17: schematische Darstellung eines erfindungsgemäßen Verfahrens
Figuren 18 - 28: Ausführungsvarianten erfindungsgemäßer Verfahren
Im Folgenden werden gleiche oder funktionell gleichwirkenden Bauteile mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet.
Vorab zu der Figur 1 ist zu erwähnen, dass heutige Drehschwingungsentkopplungs- systeme für PKWs neben Feder-Masse-Anordnungen, beispielsweise ZMS, auch drehzahladaptive Tilger vorsehen. Zudem kann und wird, zumindest in Antriebssträngen mit nasslaufendem Anfahrelement, über einen Schlupf im Anfahrelement eine Reduzierung der Drehmomentschwankungen des Verbrennungsmotors durchgeführt. Die hier zum Einsatz kommende Technik, bei der ein Schlupfregler eine vorgegebene mittlere Schlupfdrehzahl einstellt, wird im Folgenden als„aktiver Schlupf Mode 1 " bezeichnet. Nachfolgend wird ein Verfahren zur Ansteuerung einer Kupplung in einem PKW-Antriebsstrang vorgestellt, welches als„aktiver Schlupf Mode 2" bezeichnet wird und insbesondere ermöglichen soll, dass bei gleicher mittlerer Schlupfdrehzahl und somit den gleichen Reibungsverlusten eine deutlich bessere Entkopplung zu erreichen ist als bei einer schlupfende Kupplung nach dem Stand der Technik, oder zumindest ein gleichwertiges Entkopplungsniveau wie konventionelle Systeme bei Verwendung leichterer und kostengünstigerer Komponenten für die Vorentkopplung, beispielsweise Federsätze und Tilger.
Die Figur 1 zeigt eine Drehmomentübertragungsanordnungl in einem automatisiertes Antriebstrang eines Kraftfahrzeuges nach Stand der Technik, welcher eine Dreh- schwingungsdämpf unsgeinheit 15 mit drehzahladaptivem Tilger 6 enthält. Dabei sind die relevanten Massen, Steifigkeiten und das Anfahrelement, folgendermaßen angeordnet, wobei die Darstellung nur bis einschließlich Getriebe erfolgt. Der Restantriebsstrang ist ausgeblendet. Eine Wandlerüberbrückungskupplung 72 ist am Eingangsbereich 25 der Drehschwingungsdämpfunsgeinheit 15 angeordnet. Der drehzahladaptivem Tilger 6 ist an einer Zwischenmasse 3 zwischen einem ersten Federsatz 10 und einem zweiten Federsatz 20 platziert. Diese Topologie weist folgende Nachteile in Bezug auf die Drehschwingungsentkopplung auf.
Wird die Wandlerüberbrückungskupplung 72 mit einem Kupplungsschlupf betrieben, verringert dies die Drehmomentschwankungen, welche in die Drehmomentübertra- gungsanordnungl geleitet werden. Dadurch, dass die Drehzahl der Komponenten auf der Ausgangsseite der Wandlerüberbrückungskupplung 72, und somit auch die des Tilgers 6, um die eingeregelte Schlupfdrehzahl niedriger ist als beispielsweise eine Motordrehzahl des Antriebsaggregates 50, stimmt die Abstimmung des Tilgers 6 auf die Motorordnung nicht mehr, so dass dieser mit zunehmendem Schlupf immer schlechter arbeitet. Die Aufgabe des zweiten Federsatzes 20 ist es, eine Federstei- figkeit zwischen der relativ hohen Massenträgheit des Tilgers 6 und dem ebenfalls relativ schweren Getriebe 33 darzustellen. Würde der Tilger 6 direkt auf einer Getriebeeingangswelle 100 angebunden sein, hätte dies bei den üblicherweise vorliegenden Trägheitsmomenten und Wellensteifigkeiten zur Folge, dass sich sogenannte Schwingungsknoten ausbilden. Dies bedeutet, dass bei bestimmten, auch gangabhängigen Drehzahlen, der Tilger im Schwingungssystem keine Anregung erfährt und somit kein Reaktionsmoment aufstellen und folglich nicht zur Drehungleichförmig- keitsentkopplung beitragen kann. Dies äußert sich dann bei der entsprechenden Drehzahl durch eine deutliche Erhöhung der verbleibenden Drehungleichförmigkeit , vergleiche auch in der Figur 3, die gestrichelte Linie im oberer Drehzahlbereich. Mit der bestehenden Topologie wird dies zwar verhindert, allerdings kann sich durch das relativ hohe Massenträgheitsmoment der Zwischenmasse 3 und des Tilgers 6, im Zusammenwirken mit den Steifigkeiten der Federsätze 10 und 20, eine in Bezug auf die Drehungleichförmigkeitsentkopplung ungünstige Zwischenmassen-Resonanz ausbilden.
Die Figur 2 zeigt eine günstigere Topologie der Komponenten, die auch in der Figur 1 gezeigt wurden. Diese zeichnet sich dadurch aus, dass der zweite Federsatz 20 primärseitig zum Tilger 6 angeordnet ist, wodurch sich folgende Vorteile ergeben. Zum einen wird durch eine verringerte Summensteifigkeit der beiden in Reihe ge- schalteten Federsätze 10 und 20 eine Vorentkopplung vor dem Tilger 6 verbessert, so dass dieser kleiner ausgeführt werden kann und das System bereits bei niedrigerer Drehzahl überkritisch arbeitet, gut zu sehen in der Figur 3, die gestrichelte und gepunktete Linie. Weiter fällt die Zwischenmasse 3 ohne die Anbindung an den Tilger 6 deutlich kleiner aus, so dass keine störende Zwischenmassenresonanz im Betriebsbereich entstehen.Weiter ist die Wandlerüberbrückungskupplung 72 auf der Ausgangsseite der Drehmomentübertragungsanordnung 1 angeordnet, zwischen dem Tilger 6 und dem Getriebe 33. Dies ist vorteilhaft, da durch den Kupplungsschlupf die Ordnungsabstimmung des Tilgers 6 nicht beeinträchtigt wird. Auch wird durch den Kupplungsschlupf der Wandlerüberbrückungskupplung 72 die Ausbildung der oben beschriebenen Schwingungsknoten reduziert bzw. verhindert, wie in der Figur 3 mit der gepunkteten Linie gezeigt.
Die in der Figur 2 dargestellte Anordnung verwendet aus Gründen der besseren Vergleichbarkeit prinzipiell die gleiche schematische Ausführung von und Anzahl an Unterbaugruppen, insbesondere Federsätzen, wie in der Figur 1 beschrieben.
Dies ist allerdings nur exemplarisch zu verstehen. Funktionell sind beispielsweise auch andere Ausführungen des Torsionsdämpfers 10, 20 möglich, unter anderem auch als ein- oder mehrreihiges ZMS. Auch der Tilger 6 kann auf unterschiedliche Arten ausgeführt sein, wobei Konstruktionen als drehzahladaptiver Tilger nach dem Prinzip Sarrazin, Salomon oder DFTvar besonders vorteilhaft sind.
Die Figur 3 zeigt das umgelenkte Moment über die Drehzahl von einem Drehmomentübertragungssystem nach dem Stand der Technik, eine Variante ohne Schlupf und eine Variante mit Schlupf Mode 2.
Die Figur 4 zeigt eine weitere Topologieanordnung, wie bereits in den Figuren 1 und 2 beschrieben, jedoch mit nur einem Federsatz 10, hier als ein Zweimassenschwungrad mit einem einreihigen Federsatz.
Die Figur 5 zeigt eine Vorteilhafte Topologie zur Drehschwingungsreduzierung im Antriebsstrang. Drehungleichförmigkeitsvorentkopplung bezeichnet in diesem Sinn ein System, welches die Drehungleichförmigkeit vor der Schlupfanordnung 30 reduziert. Dieses kann wie im konkreten Beispiel oben aus einer Anordnung aus Torsionsfedern, Massen und Tilgern bestehen. Es sind jedoch auch andere Prinzipien möglich, wie beispielsweise eine Drehungleichförmigkeitsentkopplung mit zwei parallelen Drehmomentübertragungswegen und einer Kopplungsanordnung, ein Gasfeder-Torsionsdämpfer oder eine Anordnung mit Fliehkraft-Federn.
Bei der geforderten Schlupfanordnung 30 kann es sich gleichzeitig auch um eine Anfahrkupplung handeln. Dies ist aber nicht zwingend notwendig. Die Anfahrkupplung kann ansonsten an einer anderen, beliebigen Position des Antriebsstrangs platziert sein. Genauso kann es sich bei der schlupffähigen Kupplung aber auch um eine oder auch mehrere Kupplungen des Getriebes handeln, die je Gang, Aufgaben bei der Getriebeschaltung und/oder der Drehungleichförmigkeitsentkopplung durch Schlupf lösen. Die Art des Getriebes, beispielsweise als ein Automatgetriebe (AT), Doppelkupplungsgetriebe (DCT), automatisiertes Schaltgetriebe (ASG), Stufenlosgetriebe oder manuelles Getriebe (MT) und die Ausführung des Antriebsstrangs als Front- Heck- oder Allrad-Antrieb, auch in hybridisierter Bauart, sind beliebig. Insbesondere bei MT- und DCT-Getrieben ist die beschriebene Topologie bereits Standard, in Kombination mit AT-Getrieben jedoch nicht. Allerdings ist insbesondere bei MT- Getrieben, aber auch bei trockenlaufenden DCT-Getrieben die dort eingesetzte Anfahrkupplung nicht geeignet, auf Dauer durch Schlupf eine Funktion zur Drehun- gleichförmigkeitsentkopplung einzunehmen. Insofern ist auch für diese Antriebsstränge der vorgeschlagene Aufbau neu.
Die Figur 6 zeigt vereinfacht ein Prinzipschaltbild einer geforderten Schlupfanordnung 30 nach einem verbessertes Verfahren, dem Kupplungsschlupf Mode 2.
Mit der bereits beschriebenen Topologie kann bei gleichen Steifigkeitswerten des Federsatzes 10, 20 bereits bei niedriger Drehzahl eine deutlich verbesserte Entkopplung erreicht werden und bereits Kupplungsschlupf Mode 1 wirkt effektiv zur weiteren Verbesserung der Entkopplung bzw. zur Vermeidung von Schwingungsknoten. Allerdings führt der Kupplungsschlupf generell zu Reibungsverlusten, welche bei hohem Motormoment und hoher Schlupfdrehzahl inakzeptable Werte annehmen können. Begrenzend wirken hier der steigende Kraftstoffverbrauch und somit C02-Ausstoß sowie die erzeugte Reibungswärme, welche abgeführt werden muss.
Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, bei niedriger Schlupfdrehzahl die Entkopplungswirkung des Schlupfes zu steigern.
Dies wird dadurch erreicht, dass das von der Kupplung übertragbare Moment aktiv moduliert wird. Dieses Verfahren wird daher aktiver Schlupf Mode 2 genannt.
Dabei ist FO eine Kraft, welche von einem Schlupfregler eingeregelt wird, um eine bestimmte mittlere Drehzahldifferenz zwischen einer Eingangsseite 31 der
Schlupfanordnung 30 und einer Ausgangsseite 32 der Schlupfanordnung 30 zu erreichen. In einem stationären Betriebspunkt kann F0 als konstant angesehen werden.
Das übertragbare Moment der Schlupfanordnung 30 berechnet sich so weit zu
M_üb=F_0-r-M(n_Schlupf )
mit
r = mittlerer Reibradius
μ = Reibwert der Kupplungsbeläge, welcher von der
Schlupfdrehzahl n_Schlupf abhängt.
Fa(a,) ist eine zusätzliche Kraft, deren Amplitude in Abhängigkeit von einem Bezugswinkel a und einer Phasenverschiebung ß verläuft.
Die Abhängigkeit kann beispielsweise über eine Sinusfunktion gegeben sein.
Als Bezugswinkel kommt beispielsweise die Kurbelwellen-Stellung in Frage. Für eine Abstimmung auf die Haupt-Motorordnung bei einem 4-Zylinder 4-Takt-Motor würde dies bedeuten:
F_a (a,ß)=F_a-sin (2a+ß)
Das übertragbare Moment berechnet sich damit wie folgt: M_üb=[[F|_0+F_a-sin (2a+ß)]-r-M(n_Schlupf )
In der Figur 7 ist zu sehen, welchen Effekt die Modulation des Kupplungsmoments auf die Drehschwingungsentkopplung der Motor-Hauptordnung bewirkt. Verglichen mit Schlupf Mode 1 wird durch den Schlupf Mode 2 die Drehungleichförmigkeit noch einmal deutlich verringert, und das bei gleicher mittlerer Schlupfdrehzahl und entsprechend gleichen Reibungsverlusten.
Die Figuren 8, 9 und 10 verdeutlichen die Herleitung der Funktionsweise des aktiven Schlupfes Mode 2. Aufgrund von nichtlinearen Zusammenhängen und der nichtharmonischen Anregung im realen Antriebsstrang, lässt sich die Wirkungsweise der Modulation des übertragbaren Kupplungsmoments in Bezug auf die DU-Entkopplung nur unter stark vereinfachten Bedingungen anschaulich herleiten.
Hierzu wird eine in der Hauptordnung, hier die 1. Motorordnung, eine rein sinusförmige Drehungleichförmigkeit an der Eingangsseite der Kupplung angenommen. Mit einer konstanten Kupplungskraft F0 stellt sich in diesem Beispiel dann ein mittlerer Schlupf von 5 rpm ein, welcher mit einer Amplitude von 4 rpm um den Mittelwert schwingt, vergleiche die Figur 8.
Der Verlauf des Reibwertes der Schlupfkupplung über den Schlupf wird in diesem Bereich linearisiert, dargestellt mit der durchgezogene Linie, in der Figur 9.
Somit ergibt sich auch für den Reibwert ein sinusförmiger Verlauf über der Zeit, zu sehen in der Figur 10. Der mittlere Reibwert beträgt hier μ_0=0.105 und die Amplitude M_a=0.012.
Für das übertragbare Moment gilt bei Modulation in Hauptordnung wiederum: _üb=[[F3_0+F_a-sin (a+ß)]-r-[M_0+M_a-sin (a) ]
Der Winkel a berechnet sich hierbei zu α=2 ττ η ΐ mit n=Drehzahl t=Zeit Mit einer optimalen Phasenverschiebung β=180°=π folgt sin (a+n)=-sin (a)
Durch Ausmultiplizieren von M üb:
M_üb=r [F_0 M_0+(F_0 M_a-F_a μ_0 ) sin (a)-F_a M_a sinA2 [(a)] ] Mit sinA2 [(a)=1/2(1 -cos (2a)]) folgt:
M_üb=r-[[(F]_0 M_0-(F_a M_a)/2)+(F_0 _a-F_a μ_0 ) sin (a)+(F_a M_a)/2 cos (2a)]
Die Summanden in der eckigen Klammer dieses Terms lassen sich unterschiedlichen Ordnungen zuweisen:
0. Ordnung: F_0 M_0-(F_a M_a)/2
mittleres Moment
Um das gleiche mittlere übertragbare Moment zu erhalten, sind für unterschiedliche Subtrahenden (F_a M_a)/2 unterschiedliche Kräfte F_0 notwendig (wird durch Schlupfregler nachgeregelt).
1. Ordnung: (F_0 M_a-F_a μ_0 ) sin (a)
Hauptordnung in diesem Beispiel
Lässt sich unter den vereinfachten Annahmen bei Wahl von F_a=(F_0
_a)/ _0 komplett auslöschen!□ Hierin ist der Effekt der Erfindung begründet!
2. Ordnung: (F_a M_a)/2 cos (2a)
Durch die Modulation entsteht eine neue Ordnung mit doppelter Modulationsfrequenz.
Die Amplitude dieser Ordnung ist jedoch vergleichsweise gering und zudem werden höhere Ordnungen vom Antriebsstrang besser gedämpft als niedrige, so dass der positive Effekt der Reduzierung der Hauptordnung überwiegt.
Es handelt sich bei dieser Herleitung um ein stark vereinfachtes Modell. Aufgrund der abweichenden Bedingungen in der Realität, ist zwar mit diesem Verfahren praktisch keine vollständige Auslöschung der Haupt-Motorordnung möglich, jedoch eine deutliche Reduzierung, wie in der Figur 7 zu sehen ist.
Dabei wird die Die Funktion des Kupplungsschlupfes mit aktiver Modulation, also Kupplungsschlupf Mode 2, durch folgende Parameter bestimmt.
Zum einen ist die die Schwingungsform. Der optimale Verlauf des übertragbaren Kupplungsmoments über der Zeit hängt vom Verlauf der Drehungleichförmigkeit der Hauptordnung am Kupplungseingang ab. Im vorangegangenen Beispiel war die angenommene Anregung rein sinusförmig und der optimale Verlauf der modulierten Kupplungskraft ebenfalls. In einem realen Antriebsstrang hat die bereits vorentkoppelte Hauptordnung des Wechselmoments am Kupplungseingang einen zumindest näherungsweise sinusförmigen Verlauf, so dass auch hier die Modulation des Kupplungsmoments über eine Sinusfunktion beschrieben werden kann, um gute Ergebnisse zu erreichen, zu sehen in der Figur 1 1 . Es können jedoch auch andere harmonische sowie nichtharmonische Funktionen zugrunde gelegt werden, wie beispielsweise ein trapezförmiger Verlauf, zu sehen in der Figur 12. Ebenso kann die Schwingungsform darauf optimiert werden, mehrere Motorordnungen zu reduzieren. In einem einfachen Fall ist dies dadurch möglich, dass die Modulation durch eine Überlagerung zweier Sinusschwingungen beschrieben wird, wobei die eine Sinusschwingung beispielsweise die Zündfrequenz und die andere die doppelte Zündfrequenz aufweist.
Die Aufteilung der Betätigungskraft der Kupplung in eine über den Schlupfregler vorgegebene, im stationären Betriebspunkt konstante Kraft F0, und eine dynamische Kraft Fa zur Modulation des übertragbaren Moments, ist jedoch vornehmlich ein Gedankenmodell zur Beschreibung des Wirkprinzips der Erfindung. Es ist Sache der konstruktiven Umsetzung, ob tatsächlich zwei Kräfte überlagert werden, z.B. im Sinne von zwei separaten Aktoren, ob die Kraft, welche ein einzelner Aktor auf die Kupplung aufbringt, entsprechend variiert wird, oder ob Mischformen eingesetzt werden.
Entscheidend für das Verfahren ist lediglich, dass das übertragbare Moment der Kupplung in einer geeigneten Form und mit geeigneten Parametern dynamisch verändert wird. Für eine Abstimmung auf die Haupt-Motorordnung muss die Modulationsfrequenz der Zündfrequenz des Verbrennungsmotors entsprechen. Somit steigt sie in Abhängigkeit zur Motordrehzahl an. Für einen 3-Zylinder 4-Takt-Motor ergibt sich beispielsweise für den Drehzahlbereich von 1000 bis 2000 rpm eine notwendige Modulationsfrequenz von 25 bis 50 Hz. Bei Motoren mit Zylinderabschaltung ist es besonders vorteilhaft, wenn die Regelung der Schlupfbetätigung eine Umschaltung zwischen den Ordnungen des Voll- und Abschaltbetriebs ermöglicht. Ebenso ist eine Auslegung auf höhere Ordnungen, bzw. eine kombinierte Auslegung auf mehrere Ordnungen möglich.
Die optimale Phasenlage der Modulation beträgt 180° in Bezug auf die Schwingung der Eingangsdrehzahl der Schlupfanordnung, wie auch schon in der theoretische Herleitung der Funktion vorangehend beschrieben.
Besonders vorteilhaft sind Phasenverschiebungen im Bereich 180° ± 45°.
Bei zu geringer Phasenverschiebung kommt es zur einer Vergrößerung der Drehun- gleichförmigkeit, welche bei Phasengleichheit maximal wird.
Die Figur 14 zeigt verschiedene Größen im Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs gemäß der Figur 4, für drei verschiedene Fälle:
1. Spalte: Schlupf Mode 1
2. Spalte: Schlupf Mode 2 - Phasenlage in einem günstigen Bereich
3. Spalte: Schlupf Mode 2 - Phasenlage in einem ungünstigen Bereich
In der obersten Zeile ist jeweils die Drehzahl am Eingangsbereich 31 der Schlupfanordnung dargestellt. Aufgrund der Drehungleichförmigkeit des Verbrennungsmotors schwankt die Drehzahl trotz Vorentkopplung durch beispielsweise ein ZMS und einen drehzahladaptiven Tilger 6, zu der Anordnung vergleiche die Ausführungen in den Figuren 5 und 6, um eine mittlere Drehzahl, hier ~ 1205 U/min. Der Anschaulichkeit halber ist neben dem Rohsignal auch die Schwingung der Drehzahl in Motor- Zündordnung eingezeichnet. Diese kann mittels schneller Fourier-Transformation aus dem Zeitverlauf der Gesamtschwingung ermittelt werden.
In der zweiten Zeile sind die Schlupfdrehzahl ns zwischen Eingangsseite 31 und Ausgangsseite 32 der Schlupfanordnung 30, sowie das aktive Moment Ma dargestellt. Das aktive Moment Ma ist direkt proportional zur oben aufgeführten aktiven Kraftkomponente Fa und berechnet sich zu: M_a=F_a r-M
Beim aktiven Schlupf Mode 1 in der ersten Spalte ist die Kraft Fa und somit auch das Moment Ma gleich null. Der sich einstellende Verlauf des Schlupfes ist somit das Resultat der vom Schlupfregler eingestellten Betätigungskraft F0, um einen mittleren Schlupf (hier 5 1/min) zu erhalten, dem Verlauf der Anregung, d.h. der Drehzahlbzw. Drehmomentschwankung an der Kupplung und dem Verlauf des Reibkoeffizienten der Kupplung über der Schlupfdrehzahl.
Beim aktiven Schlupf Mode 2 in der zweiten und dritten Spalte ist ein sinusförmiger Verlauf der Kraftkomponente Fa bzw. des aktiven Moments Ma mit einer bestimmten Amplitude und mit der Zündfrequenz des Verbrennungsmotors vorgegeben.
In der zweiten Spalte beträgt die Phasenlage des Verlaufs des aktiven Moments Ma gegenüber dem Verlauf der Drehzahl vor der Kupplung in Zündordnung im Diagramm darüber ca. 180°. Anders ausgedrückt: In den Zeitbereichen, in denen die Drehzahlschwankung in Zündordnung Minima aufweist, hat das aktive Moment Ma Maxima und umgekehrt. Dies stellt eine optimierte Abstimmung des aktiven Schlupfes Mode 2 dar.
In der dritten Spalte ist ein ungünstiger Fall dargestellt, in dem das aktive Moment in etwa phasengleich zur Drehzahl am Eingangsbereich der Kupplung verläuft.
Die Diagramme in der dritten Zeile zeigen das von der Kupplung übertragene Drehmoment, wiederum als ursprüngliches Rohsignal und als dessen Anteil in Motor- Zündordnung. Zu erkennen ist, dass mit dem aktiven Schlupf Mode 2 mit optimierter Phasenlage, siehe Spalte 2, die Ungleichförmigkeit des Moments in Motor- Hauptordnung fast vollständig geglättet wird. Mit der ungünstigen Phasenlage, siehe Spalte 3, wird die Amplitude der Momenten-Ungleichförmigkeit gegenüber dem aktiven Schlupf Mode 1 , siehe Spalte 1 , sogar noch erhöht.
Die Phasenlage der Modulation muss nicht exakt 180° in Bezug auf die Drehzahl am Eingang der Schlupfvorrichtung betragen um eine positive Wirkung zu erzielen. Um eine Verbesserung gegenüber dem aktiven Schlupf Mode 1 zu erreichen, ist es jedoch vorteilhaft, wenn die Phasenverschiebung im Bereich 180° ± 45°liegt.
Die Figur 15 zeigt den Verlauf der Drehzahl im Eingangsbereich 31 der Schlupfanordnung 30, wie auch in der Figur 14, mittlere Spalte, obere Zeile dargestellt, für einen statischen Betriebspunkt.
Die Eingangsdrehzahl (ne) besitzt einen Mittelwert (nem), hier 1205 1 /min, um welchen ein Wechselanteil (new), hier nicht eigens dargestellt, da deckungsgleich mit dem Verlauf von ne, schwingt. Der Verlauf des Wechselanteils hängt im Wesentlichen ab von der Beschaffenheit des Verbrennungsmotors 50, insbesondere der Anzahl an Zylindern, und der Vorentkopplung. Der Wechselanteil kann mittels schneller Fourier-Transformation (FFT) näherungsweise als Überlagerung sinusförmiger Schwingungen (newp i) beschrieben werden. Die niedrigste Frequenz einer solchen periodischen Teilschwingung des Wechselanteils ist die Zündfrequenz des Motors. Die Frequenzen weiterer Harmonischer Schwingungen stehen in einem ganzzahligen Verhältnis zur Zündordnung. In einem realen Antriebsstrang können auch Schwingungsanteile mit nicht ganzzahligem Bezug zur Zündfrequenz auftreten, diese seien hier jedoch vernachlässigt. In der Figur 15 sind beispielhaft die periodischen Wechselanteile in Motor-Hauptordnung (newp_1 ) und in doppelter Motor- Hauptordnung (newp_2) dargestellt. Die Amplituden der Wechselanteile schwanken zwischen einem Minimum (newp_i_Min) und einem Maximum (newp_i_Max). Der Verlauf eines solchen Wechselanteils ist eine Bezugsgröße für die Phasenverschiebung ß der Modulation der Aktivierung der Schlupfanordnung um eine Reduzierung der Drehungleichförmigkeit in der entsprechenden Motorordnung zu erreichen.
Es existiert eine optimale Amplitude des aktiven Moments Ma, welche vorwiegend vom mittleren Motormoment 0. Ordnung und der mittleren Schlupfdrehzahl abhängt. Zwischen der optimalen Amplitude und dem mittleren Moment bei verschiedenen Lastzuständen besteht ein annähernd linearer Zusammenhang.
Besonders geeignet sind Amplituden der Modulation des von der Schlupfanordnung übertragbaren Moments zwischen 5 und 15% des mittleren Motormoments.
Der effektiv wirkende Reibwert, insbesondere einer nasslaufenden Reibkupplung, wie sie üblicherweise in Kraftfahrzeug-Antriebssträngen eingesetzt wird, hängt von der momentanen Differenzdrehzahl zwischen An- und Abtrieb der Kupplung ab. Üblicherweise wird der Verlauf maßgeblich durch Additive im Öl, Material und Geometrie der Beläge so angepasst, dass sich eine degressive Steigung über der Schlupfdrehzahl ergibt. Ein üblicher Reibwertverlauf ist in der Figur 16 dargestellt.
Für die hier vorgeschlagene Schlupfkupplung ist es besonders vorteilhaft, wenn der Reibwert in einem Bereich zwischen 0,05 und 0,15 liegt und bis zu einer möglichst hohen Schlupfdrehzahl steil ansteigt. Besonders günstig sind Steigungen des Reibwerts über der Drehzahl zwischen 0,001/rpm und 0,005/rpm in einem Schlupfbereich bis 30 rpm. Die mittlere Schlupfdrehzahl wird von einem Schlupfregler eingeregelt. Da Schlupf generell Reibungsverluste verursacht, welche in Form von Wärmeenergie abgeführt werden müssen, ist eine möglichst geringe mittlere Schlupfdrehzahl anzustreben. Günstig sind für den aktiv modulierten Schlupf mittlere Schlupfdrehzahlen kleiner gleich 30 rpm, besonders günstig kleiner gleich 10 rpm.
Der aktive Schlupf Mode 2 bringt vor allem im niedrigen und bis in den mittleren Drehzahlbereich eine deutliche Verbesserung der Entkopplung, verglichen mit dem bekannten Schlupf Mode 1 . Dieser hat den Vorteil, des geringeren Aufwands bei der Regelung und bei der Betätigung der Schlupfkupplung. Insbesondere bei hoher Drehzahl und abhängig vom Schwingungsverhalten des Antriebsstrangs, kann in bestimmten Betriebszuständen für die DU-Entkopplung auch kein Schlupf notwendig sein.
Es ist somit sinnvoll, eine bedarfsorientierte Betriebsstrategie zu implementieren. Diese kann sich an folgendem Schema orientieren:
Figure imgf000019_0001
Besondere Betriebszustände, wie gangabhängig auftretende Schwingungsknoten, Anfahren oder Resonanzen, sind dabei ebenfalls zu berücksichtigen.
Die Figur 17 zeigt eine schematische erfindungsgemäße Drehmomentübertragungsanordnung 1 mit einem vorgeschalteten Federsatz 10 und einem nachgeschalteten Tilger 6, dem wiederum eine Schlupfkupplung 80 nachgeschaltet ist. Diese muss weder zwingend anfahren noch vollständig trennen können. Diese Funktionen können in einem weiteren Kupplungselement im Getriebe oder in der Getriebeglocke realisiert sein.
Die Figur 18 zeigt eine erfindungsgemäße Drehmomentübertragungsanordnung 1 , bei dem das Eingangsteil 11 des ersten Federsatzes 10 verdrehfest an die Kurbelwelle 110 angebunden ist. Im hier dargestellten Fall ist dieser konstruktiv als Zweimassenschwungrad mit Federteller/Gleitschuhen ausgeführt. Alternativ kann dieses auch mit Bogenfedern gebaut oder als Wandler-Federsatz ausgeführt werden. Dieses kann mit einem Schmierstoff , wie Öl oder Fett gefüllt sein. Der Raum 24, in dem sich der erste Federsatz 10 befindet kann durch eine Trennwand 4 und eine Dichtung 5 öldicht vom zweiten Raum 26, in dem sich die weiteren Komponenten befinden, getrennt sein. Sind die beiden Räume 24, 26 wie abgebildet voneinander getrennt, so ist der erste Raum 24 trocken, also im Wesentlichen frei von Schmierstoff auszuführen, während sich im zweiten Raum 26 ein Schmierstoff, vorzugsweise Öl , wie Ölnebel, Tröpfchenschmierung oder Ölbad, befindet. Mit dem Ausgangsteil 12 des ersten Federsatzes 10 ist ein Tilger 6 verbunden. Zur Einsparung axialen Bauraums kann dieser auch in einer axialen Ebene radial innerhalb des ersten Federsatzes 10 im ersten Raum 24 angeordnet sein. Der Tilger 6 ist drehzahlvariabel, kann jedoch auch als Festfrequenztilger ausgeführt werden. Ebenso kann dieser dreh- zahlvariabel auf zwei oder mehr Motorordnungen ausgelegt werden. Mit dem Ausgangsteil 12 des ersten Federsatzes 10 ist das Eingangsteil 81 der Schlupfkupplung 80, das gleichzeitig den Innenlamellenträger des Lamellenpakets mit Mitnehmerverzahnung bildet, verdrehfest verbunden. Deren Ausgangsteil 82, das für das Lamellenpaket gleichzeitig den Außenlamellenträger mit Mitnehmerverzahnung bildet, ist wiederum verdrehfest mit der Getriebeeingangswelle 7 verbunden. Die Kupplung 80 kann aus einer oder mehreren Reibflächen bestehen. Die Betriebskraft, die zur Übertragung des Motordrehmomentes notwendig ist, wird durch den beispielsweise hydraulisch beaufschlagten Kupplungskolben 23 aufgebracht, der das Lamellenpaket bis zur Endlamelle 27 zusammen drückt, die wiederum durch einen Sicherungsring (wie abgebildet) in eine Richtung ihrer Axialbewegung fixiert ist. Zwischen der ersten Lamelle und dem Kolben 23 ist das Ankerblech 23 angebracht und wird durch diese Anordnung stets vom Kolben 23 auf das Lamellenpaket gedrückt. Das Ankerblech 23 ist vorteilhafterweise in der Mitnehmerverzahnung des Außenlamellenträgers geführt. Es wird von einem oder mehreren am Umfang verteilten Elektro-Topfmagneten 34 (im Weiteren wird für diesen nur der Singular geschrieben) angezogen und somit gegen das Lamellenpaket gedrückt. Der Elektro-Topfmagnet 34 ist verdrehfest mit dem Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80 verbunden und kann sowohl radial außerhalb als auch bei entsprechenden Bauräumen radial innerhalb der Mitnehmerverzahnung angebracht sein. Die Stromversorgung des Elektro-Topfmagneten 34 aus der festen Umgebung erfolgt hier über einen hochfrequenten Drehübertrager 71 , alternativ wäre aber beispielsweise auch eine Schleifring-Übertragung möglich. Um eine Montage zu ermöglichen, müssen der Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80, das Ankerblech 38 und der Kolben segmentweise ausgespart werden.
Je nach Bauart und Funktion kann zwischen dem zweiten Raum 26 und dem Getriebe eine öldichte Trennwand 8 mit Dichtung 9 vorgesehen werden oder nicht. Wobei in letzterem Fall der zweite Raum 3 direkt in das Getriebe überginge.
Das Getriebe 33 kann als konventioneller Stufenautomat, als ein Handschaltgetriebe, ein automatisiertes Schaltgetriebe, ein Doppelkupplungsgetriebe oder auch als ein Stufen losgetriebe ausgeführt sein. Zudem kann dieses auch elektrische Antriebs- komponenten enthalten, wie Mild-, Voll- oder Plug-In-Hybrid. Des Weiteren sind auch weitere elektrische Antriebskomponenten, beispielsweise ein Riemenstartergenerator vor oder nach dem Getriebe, zwischen dem Motor und Drehmomentübertragungseinheit, vor dem Motor oder in der Drehmomentübertragunsgeinheit realisierbar. Die Betriebskraft zur Übertragung des Drehmoments wird durch den Kolben 23 auf die Kupplung 80 aufgebracht. Die Kraft wird durch ein Hydraulikfluid aufgebracht, kann aber grundsätzlich auch in anderer Form geschehen (z.B. pneumatisch, elektrisch, mechanisch, magnetisch). Im Normalzustand ist die Schlupfkupplung 80 überpresst, d.h. es ist im Wesentlichen keine Differenzdrehzahl zwischen Eingangs- 81 und Ausgangsteil 82 vorhanden. Soll der Antriebsstrang jedoch schlupfen, um die Drehun- gleichförmigkeiten besser entkoppeln zu können, so wird der Hydraulikdruck und damit die Betriebskraft so weit reduziert, dass sich an der Kupplung 80 ein bestimmter mittlerer Schlupfwert einstellt. Die zusätzliche Kraft durch das Ankerblech 38, das vom Kolben 23 in Richtung Lamellenpaket gedrückt und somit quasi vorgespannt wird, moduliert jetzt den in der Kupplung 80 eingestellten Schlupf. Das Ankerblech 38 erhält seine Kraft durch die aus dem Elektro-Topfmagneten 34 wirkende Magnetkraft. Die elektrische Anbindung des Elektro-Topfmagneten 34 erfolgt durch den reibungsfreien Drehübertrager 71 , der hochfrequent angesteuert wird, um die Verluste durch den Luftstpalt möglichst gering zu halten. Alternativ wäre aber beispielsweise auch eine Schleifring-Übertragung möglich.
Die Vorteile dieser Variante liegen darin, dass zwischen dem mit dem Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80 mitdrehenden Elektro-Topfmagneten 34 und dem Ankerblech 38 ein kleiner Luftspalt eingestellt werden kann. Zudem müssen aufgrund der Vielzahl an Lamellen nur geringe Modulationskräfte durch das Ankerblech 38 aufgebracht werden.
Nachteilig ist, dass durch den mitdrehenden Elektro-Topfmagneten 34 dessen Masse mit in das Massenträgheitsmoment einfließt sowie der etwas höhere Bauaufwand durch den benötigten Drehübertrager 71 .
Die Figur 19 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch ist der Elektro-Topfmagnet 34 in dieser Ausführung gehäusefest und nicht am mitrotierenden Au ßenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80, befestigt. Ein Drehübertrager 71 ist in dieser Ausführung nicht notwendig, da jedoch der Elektro-Topfmagnet 34 gehäusefest ist, addiert sich der Luftspalt zwischen Elektro-Topfmagnet 34 und Ankerblech 38 durch mehrere Bauteiltoleranzen zu einem relativ hohen Wert, der eine große Ausführung und hohe elektrische Leistungsaufnahme des Elektro-Topfmagnets 34 notwendig macht. Da dieser jedoch nicht mitrotiert, fließt in dieser Ausführung dessen Masse nicht in das Massenträgheitsmoment mit ein. Zudem ist der Bauaufwand etwas geringer, da kein Drehübertrager 71 benötigt wird.
Die Figur 20 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch erfolgt die Ansteuerung mit der Modulationskraft durch das Ankerblech 38 in dieser Ausführung nicht von der Kolbenseite, auf der die stationäre Betriebskraft aufgebracht wird, sondern auf die Endlamelle 27. Au ßenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80, das Ankerblech 38 und der Kolben 23 müssen für die Montage nicht segmentweise ausgespart werden.
Je nach Ausführung von Elektro-Topfmagnet 34 und Schlupfkupplung 80 kann es sinnvoll sein, das Ankerblech 38 so zu gestalten, dass der resultierenden Vektor der Modulationskraft vorzugsweise radial außerhalb oder innerhalb des mittleren Reibradius des Lamellenpakets wirkt.
Die Modulation erfolgt durch die Kraft des Elektro-Topfmagneten 38 von der Seite der Endlamelle 27. Die Funktion ist im rein statischen Fall zwar nicht gegeben, da die durch das Ankerblech 38 übertragene Kraft des Elektro-Topfmagneten 34 der Betriebskraft des Kolbens 23 entgegenwirkt und damit zunächst nur den Sicherungsring entlastet, der die Endlamelle motorseitig axial stützt. Im dynamischen Fall wirkt jedoch sehr wohl die zusätzliche Kraft auf das Lamellenpaket, da der Kolben 23 und das Lamellenpaket der Modulationskraft aufgrund ihrer Massenträgheit und Reibung in den Mitnehmerverzahnungen nicht schnell genug folgen können. Zudem kann darüber, dass die Modulationskraft auf einem anderen Radius eingeleitet wird als die Reaktionskraft des Sicherungsrings, die bei der Betätigung der Kupplung auftretende Durchbiegung der Endlamelle und des Lamellenpakets beeinflusst werden. Die Mo- dulationskraft wirkt somit mehr wie eine Art dynamische Störgröße auf das Lamellenpaket welche das übertragbare Moment in einer für die Drehungöeichförmigkeitsent- kopplung vorteilhaften Weise hochfrequent variiert.
Vorteilhaft für diese Ausführung ist der durch die günstigere Anordnung bedingte geringere Fertigungsaufwand für Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80, Ankerblech 38 und Kolben 23 sowie der geringere Montageaufwand. Zudem ist der Luftspalt in diesem Fall unabhängig vom Verschleiß der Reibbeläge, wodurch dieser kleiner gewählt werden kann, was sich positiv auf die Größe und Leistungsaufnahme des Elektro-Topfmagnets 34 auswirkt.
Die Figur 21 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 20 beschrieben, jedoch ist der Elektro-Topfmagnet 34 in dieser Ausführung gehäusefest und nicht mitrotierend am Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupf kupplung 80, befestigt. Ein Drehübertrager 71 ist in dieser Ausführung nicht notwendig.
Das Ankerblech 38 ist vorzugsweise so zu gestalten, dass der resultierende Vektor der Modulationskraft, die durch dieses zusätzlich auf die Schlupfkupplung 80 aufgebracht wird, radial innerhalb des mittleren Reibradius des Lamellenpakets wirkt, da aufgrund der Hebelverhältnisse an der Endlamelle 27 im inneren Bereich bereits mit einer geringeren Kraft als durch Ansteuerung außen eine definierte Störgröße in das Lamellenpaket eingebracht werden kann. Da aufgrund der gehäusefesten Anordnung des Elektro-Topfmagneten 34 bereits ein relativ großer Luftspalt zwischen diesem und dem Ankerblech 38 eingestellt werden muss, ist das Mehr an Weg, den die Endlamelle 27 im radial inneren Bereich durchführt bzgl. des Luftspaltes nur von untergeordneter Bedeutung. Ist die Endlamelle 27 am Innenlamellenträger fixiert, so hat die Ansteuerung durch die Modulationskraft vorzugsweise radial außerhalb des mittleren Reibradius zu erfolgen und das Ankerblech 38 ist dann vorzugsweise in der Mitnehmerverzahnung des Innenlamellenträgers zu führen, da jedoch der Elektro- Topfmagnet 34 gehäusefest ist, addiert sich der Luftspalt zwischen Elektro- Topfmagnet 34 und Ankerblech 38 durch mehrere Bauteiltoleranzen zu einem relativ hohen Wert, der eine große Ausführung und hohe elektrische Leistungsaufnahme des Elektro-Topfmagnets 34 notwendig macht. Da dieser jedoch nicht mitrotiert, fließt in dieser Ausführung dessen Masse nicht in das Massenträgheitsmoment mit ein. Zudem ist der Bauaufwand geringer, da kein Drehübertrager 71 benötigt wird.
Die Figur 22 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch wird in diesem Fall kein Ankerblech 38 von einem Elektro-Topfmagnet 34 mit Kraft beaufschlagt. Diese Anordnung, wird durch ein im Lamellenpaket angeordnetes Piezo-Element 115 ersetzt. Das Piezo-Element 115 kann als ringförmige„Piezo- Lamelle" ausgeführt werden. Alternativ können auch mehrere kleine Piezo-Elemente 115 über den Umfang verteilt und von einer Art Trägerlamelle gehalten werden.
Durch die Verwendung eines Piezo-Elements 115 ist eine verbesserte Ansteuerung möglich, da dessen Wirkkraft direkt linear abhängig zur anliegenden Spannung ist und kein Luftspalt, wie zwischen einem Ankerblech 38 und einem Elektro- Topfmagnet 34, vorgehalten werden muss. Zudem entfällt die Reibung zwischen Ankerblech 34 und Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupf kupp- lung 80), was sich in einer deutlich geringeren Hysterese der Betätigungseinheit positiv bemerkbar machen wird.
Wenn mehrere Piezo-Elemente 115 am Umfang angeordnet werden, so ist eine radiale Abstützung beispielsweise in einer Art Trägerlamelle vorzusehen, um die Piezo- Elemente 115 frei von Biegespannungen zu halten, die durch die Fliehkräfte wirken.
Die Figur 23 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch steuert das Piezo-Element in diesem Fall die Endlamelle 27 an und stützt sich gegen eine weitere, einseitig axial festgelegte Lamelle ab. Das Piezo-Element 115 kann als ringförmige Piezo-Lamelle ausgeführt werden. Alternativ können auch mehrere kleine Piezo-Elemente 115 über den Umfang verteilt und von einer Art Trägerlamelle gehalten werden.
Für letzteren Fall ist es besonders günstig, die Piezo-Elemente 115 so zu gestalten, dass deren resultierender Kraftvektor radial außerhalb des mittleren Reibradius des Lamellenpakets wirkt, da die Endlamelle 27 im äußeren Bereich aufgrund der Hebelverhältnisse weniger Weg macht und somit auch die Piezo-Elemente 115 weniger Weg machen müssen, da diese von Haus aus nur äußerst wenig Weg machen kön- nen. Ist die Endlamelle 27 am Innenlamellenträger fixiert, so hat die Ansteuerung durch die Piezo-Elemente 27 analog dazu natürlich radial innerhalb des mittleren Reibradius zu erfolgen.
Wird eine ringförmige Piezo-Lamelle 27 verwendet, so ist es für eine am Außenlam- ellenträger fixierte Endlamelle 27 vorteilhaft, wenn der Innenradius der Piezo- Lamelle 1 15 größer ist als der mittlere Reibradius. Umgekehrt gilt, wenn die Endlamelle 27 am Innenlamellenträger fixiert ist, dass der Außenradius der Piezo-Lamelle 1 15 kleiner sein sollte als der mittlere Reibradius des Lamellenpakets. Durch diese Anordnung der Piezo-Elemente 1 15 wird erreicht, dass diese nicht die die gesamte Zeit durch den Kolben 23 belastet werden. Somit erreichen diese bei identischer Dimensionierung eine größere Lebensdauer.
Die Figur 24 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 23 beschrieben, jedoch sitzen die Piezo-Elemente jetzt nicht axial neben der Endlamelle 27, sondern sind radial außerhalb des Außenlamellenträgers platziert und wirken auch in radialer Richtung statt wie in Fig. 7 in axialer Richtung. Diese steuern jetzt jeweils einen Umlenkhebel 28 an, der aufgrund der Hebelverhältnisse die Kraft verringert und den Weg des Piezo-Elements 1 15 vergrößert. Das Übersetzungsverhältnis sollte wenigstens Faktor zwei betragen. Für die Flächenpressungen im Lamellenpaket ist es vorteilhaft, die Baugruppen Piezo-Element 1 15/Umlenkhebel 28 symmetrisch über den Umfang zu verteilen.
Der Wirkvektor der Umlenkhebel 28 sollte bei der abgebildeten Variante wieder radial außerhalb des mittleren Reibdurchmessers des Lamellenpakets liegen, um den erforderlichen Stellweg wieder möglichst klein zu halten, da trotz Übersetzung nur sehr wenig Weg gestellt werden können. Ist die Endlamelle 27 am Innenlamellenträger fixiert, so hat die Ansteuerung durch den Umlenkhebel 28 analog dazu natürlich radial innerhalb des mittleren Reibradius des Lamellenpakets zu erfolgen, wobei in diesem Fall sinnvollerweise auch das Piezo-Element 1 15 und Umlenkheben 28 auf dem Innenlamellenträger platziert werden sollte. Durch die genannte Anordnung werden die Piezo-Elemente 1 15 nicht mehr durch die für sie sehr schädlichen Biegespannungen belastet, die in Folge der Fliehkräfte auftreten. Durch die Hebelverhältnisse des Umlenkhebels 28 ist es möglich das Piezo-Element 115 auf einen geringeren Stellweg auszulegen, was sich direkt auf geringere Abmessungen des Piezo-Elements 115 auswirkt, da sich dessen Länge in Wirkrichtung direkt proportional zum Stellweg verhält.
Die Figur 25 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch ist der Elektro-Topfmagnet 34 so angeordnet, dass wenn dieser das Ankerblech 38 anzieht, das Lamellenpaket entlastet statt belastet wird. Infolgedessen muss die Betriebskraft, die durch den Kolben 23 auf das Lamellenpaket aufgebracht wird, von Haus aus etwas höher eingestellt werden, da er somit auch den Spitzendruck abdecken muss.
Die Figur 26 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 18 beschrieben, jedoch wird das Ankerblech 38 jetzt von einer am Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupfkupplung 80, befestigten Spule 29 nach dem Funktionsprinzip der Reluktanz aktuiert. Die Spule ist umlaufend an der Innenseite des Au- ßenlamellenträgers befestigt. Die Windungen der Spule 29 verlaufen senkrecht zur Darstellungsebene. Der Topf des Ankerblechs 38 liegt radial innerhalb des Spule 29. Alternativ können auch einzelne Zylinderelemente über den Umfang verteilt werden, die nach demselben Funktionsprinzip arbeiten, hier nicht abgebildet. Das Ankerblech 38 kann optional auch ganz oder teilweise aus einem permanentmagnetischen Material bestehen. Aus dem Funktionsprinzip der Reluktanz ergibt sich jedoch, dass das Ankerblech 38 das Lamellenpaket nur entlasten kann, da das Ankerblech 38 nur in die Spule 29 hinein bewegt werden kann. Infolgedessen muss die Betriebskraft, die durch den Kolben 23 auf das Lamellenpaket aufgebracht wird, von Haus aus etwas höher eingestellt werden, da er somit auch den Spitzendruck abdecken muss.
Vorteilhaft an dieser Ausführung ist, dass die Steuerung/Regelung des Systems vereinfacht wird, da es keinen axialen Luftspalt, der je nach anliegender Kraft schwankt.
Die Figur 27 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 26 beschrieben, jedoch ist die Spule 29 jetzt am Ankerblech 38 angebracht. Die Spule 29 befindet sich teilweise im Luftspalt des magnetisierten Außenlamellenträgers. Hier das Aus- gangsteil 82 der Schlupfkupplung 80. Die Windungen der Spule 29 verlaufen senkrecht zur Darstellungsebene. Die Magnetisierung kann durch die Verwendung eines magnetischen Materials permanent vorhanden sein oder auch elektrisch durch eine weitere Spule aufgebracht werden. Die durch„N" und„S" angezeigten Magnetpole können auch vertauscht werden. Das Funktionsprinzip ist das einer Tauchspule, wodurch das Ankerblech 38 bei dieser Ausführung sowohl das Lamellenpaket direkt belasten als auch den Kolben 23 belasten und somit das Lamellenpaket indirekt entlasten kann.
Die Figur 28 zeigt eine Ausführungsform, wie bereits in der Figur 27 beschrieben, jedoch ist das Ankerblech 38 jetzt zumindest teilweise magnetisch, vorzugsweise permanentmagnetisch. Die Magnetisierung verläuft radial, die durch„N" und„S" angezeigten Magnetpole können auch vertauscht werden. Die Spule 29 ist jetzt verdrehfest mit dem Außenlamellenträger, hier das Ausgangsteil 82 der Schlupf kupp- lung 80, verbunden. Die Windungen der Spule 29 verlaufen senkrecht zur Darstellungsebene. Folglich ist der Magnet bewegt, während die Spule 29 am Lamellenträger befestigt ist. Hierdurch ergeben sich andere Leistungsdaten, zudem ist jetzt keine Stromübertragung in das axial relativ zum Lamellenträger bewegte Ankerblech 38 notwendig, da die Spule 29 verdrehfest mit dem Lamellenträger verbunden ist. Auf das Ankerblech 38 kann eine Kraft in beide axiale Richtungen wirken, Belasten und/oder Entlasten des Lamellenpakets.
Bezugszeichen Drehmomentübertragungsanordnung
Primärmasse
Zwischen masse
Trennwand
Dichtung
Sekundärmasse
Tilgereinheit / drehzahladaptiver Tilgereinheit / variabler drehzahlfester Tilgereinheit / Tilger
Getriebeeingangswelle
Trennwand
Dichtung
1. Federsatz / Torsionsdämpfer / Zweimassenschwungrad
Eingangsteil
Ausgansgteil
Drehschwingungsdämpfungseinheit
2. Federsatz Torsionsdämpfer / Zweimassenschwungrad
Kolben
erster Raum
Eingangsbereich
zweiter Raum
Endlamelle
Umlenkhebel
Spule
Schlupfanordnung
Eingangsteil Schlupfanordnung
Ausgangsteil Schlupfanordnung
Getriebeeinheit
Elektro-Topfmagnet
Ausgangsbereich
Keil
Separierfeder 8 Ankerblech
0 externe Aktivierung
5 externe Aktivierung
50 Antriebsaggregat
71 Drehübertrager
72 Wandlerüberbrückungskupplung
80 erste Schlupfkupplung
81 Eingangsteil
82 Ausgangsteil
90 zweite Schlupfkupplung
91 Eingangsteil
92 Ausgangsteil
100 Getriebeeingangswelle
1 10 Kurbelwelle
1 15 Piezoelement
M Drehmomentweg
Mm mittleres Drehmoment
Mw überlagertes Wechselmoment
ne Eingangsdrehzahl
na Ausgangsdrehzahl
nm mittlere Drehzahl
ns Drehzahlschlupf
newp überlagerter Wechselanteil
newpi periodische Schwingungen
newp_i_Min Minimum einer periodischen Schwingung newp_i_Max Maximum einer periodischen Schwingung
A Drehachse
B Drehachse

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zur Übertragung und zur Dämpfung eines mittleren Drehmomentes (Mm) mit einem überlagerten Wechselmoment (Mw), in einer Drehmomentübertragungsanordnung (1 ) für einen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, umfassend einen um eine Drehachse (A) drehbaren Eingangsbereich (25) und einen um eine Drehachse (B) drehbaren Ausgangsbereich (35), wobei das mittlere Drehmoment (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) entlang eines Drehmomentweges (M) von dem Eingangsbereich (25) zu dem Ausgangsbereich (35) übertragen wird, wobei der Eingangsbereich (25) der Drehmomentübertragungsanordnung (1) mit einer Eingangsdrehzahl (ne) um die Drehachse (A) und der Ausgangsbereich (35) der Drehmomentübertragungsanordnung mit einer Ausgangsdrehzahl (na) um die Drehachse (B) rotiert, wobei sich zumindest die Eingangsdrehzahl (ne) aus einer mittleren Drehzahl (nem) und einem überlagerten Wechselanteil (newp) zusammensetzt, wobei der Wechselanteil (new) näherungsweise durch eine Überlagerung periodischer Drehzahlschwingungen (newp i) beschrieben werden kann, deren Frequenzen (f) im Wesentlichen in einem ganzzahligen Verhältnis (i) zur Zündfrequenz (Zf) stehen, wobei jede dieser periodischen Schwingungen (newp_i) ein Minimum (newp_i_Min) und ein Maximum (newp_i_Max) aufweist, wobei eine Schlupfanordnung (30) im Drehmomentweg (M) zwischen dem Eingangsbereich (25) und dem Ausgangsbereich (35) zur Übertragung des mittleren Drehmomentes (Mm) mit dem überlagerten Wechselmoment (Mw) und zur Erzeugung eines Drehzahlschlupfes (ns) zwischen der Drehzahl ne und der Drehzahl na im Drehmomentweg (M) vorgesehen ist,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Schlupfanordnung (30) im Bereich der Maxima (newp_i_Max) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils (newp_i) des Wechselanteils (newp) ein Maximum einer externen Aktivierung (40) des Drehzahlschlupfes (ns) und im Bereich der Minima (newp_i_Min ) zumindest eines periodischen Schwingungsanteils
(newp i) des Wechselanteils (newp) ein Minimum einer externen Aktivierung (45) des Drehzahlschlupfes (ns) vorsieht.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Schlupfanordnung (30) als eine Schlupfkupplung (80) ausgeführt ist.
3. Verfahren nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die externe Aktu- ierung (40; 45) der Schlupfkupplungen (80) elektrisch erfolgt.
4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die elektrische externe Aktuierung (40; 45) von zumindest einer der beiden Schlupfkupplungen elektromagnetisch oder piezoelektrisch erfolgt.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die externe Aktivierung (40; 45) geeignet ist, an der Schlupfkupplung (80) einen Modulationsbereich von 23 bis 50 Hz oder einen Bereich von 33 bis 66 Hz oder einen Bereich von 50 bis 100 Hz vorzusehen.
6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Schlupfkupplung (80) als ein Anfahrelement verwendet wird..
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich zu der Schlupfkupplung (80) ein Anfahrelement vorgesehen ist.
8. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachse (A) und die Drehachse (B) koaxial verlaufen oder dass die Drehachse (A) und die Drehachse (B) versetzt verlaufen.
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